KOMPRESORY

Jaroslav Kaminský

Kamil Kolarčík

VŠB – TU Ostrava

2

OBSAH

PŘEHLED POUŽITÝCH ZNAČENÍ A INDEXŮ................................................5 PŘEDMLUVA ..................................................................................................8 ÚVOD ..............................................................................................................8 1. ZÁKLADNÍ TECHNICKÉ ÚDAJE KOMPRESORŮ ...................................10

1.1 VÝKONNOST KOMPRESORŮ ...........................................................10 1.2 PŘÍKONY KOMPRESORŮ .................................................................12 1.3. ÚČINNOSTI KOMPRESORŮ.............................................................14

1.3.1 ÚČINNOSTI IZOTERMICKÉ..........................................................15 1.3.2 ÚČINNOSTI IZOENTROPICKÉ.....................................................15

2. PÍSTOVÉ KOMPRESORY........................................................................16 2.1 ZÁKLADNÍ TYPY PÍSTOVÝCH KOMPRESORŮ ................................16

2.1.1 LEŽATÉ KOMPRESORY...............................................................16 2.1.2 STOJATÉ KOMPRESORY............................................................16 2.1.3 KOMPRESORY BOXEROVÉ ........................................................18 2.1.4 ÚHLOVÉ KOMPRESORY .............................................................19 2.1.5 OZNAČOVÁNÍ PÍSTOVÝCH KOMPRESORŮ...............................19

2.2 USPOŘÁDÁNÍ KOMPRESORŮ..........................................................20 2.3 HLAVNÍ ČÁSTI PÍSTOVÝCH KOMPRESORŮ ...................................21

2.3.1 CHLAZENÍ KOMPRESORŮ ..........................................................23 2.3.2 MAZÁNÍ KOMPRESORŮ ..............................................................24 2.3.3 ČIŠTĚNÍ NASÁVANÉHO VZDUCHU ............................................25 2.3.4 POJISTNÉ ZAŘÍZENÍ ....................................................................25

2.4 ZVLÁŠTNÍ DRUHY PÍSTOVÝCH KOMPRESORŮ .............................26 2.4.1 KOMPRESORY MEMBRÁNOVÉ ..................................................26 2.4.2 CHLADIVOVÉ KOMPRESORY .....................................................26 2.4.3 SPIRÁLOVÉ KOMPRESORY........................................................27 2.4.4 KYSLÍKOVÉ KOMPRESORY........................................................28

3. TEORETICKÉ ZÁKLADY PŘEMĚNY ENERGIE V PÍSTOVÉM KOMPRESORU.......................................................................................28

3.1 IDEÁLNÍ KOMPRESOR ......................................................................28 3.1.1 PŘÍKON IDEÁLNÍHO PÍSTOVÉHO KOMPRESORU ....................29

3.2 SKUTEČNÝ KOMPRESOR.................................................................31 3.2.1 INDIKÁTOROVÝ DIAGRAM..........................................................31

3.3 VÝPOČET VÝKONNOSTI PÍSTOVÉHO KOMPRESORU ..................34 3.3.1 PLNĚNÍ PRACOVNÍHO PROSTORU VÁLCE...............................34 3.3.2 EXPANZNÍ SOUČINITEL ..............................................................36 3.3.3 TLAKOVÝ SOUČINITEL................................................................37 3.3.4 TEPLOTNÍ SOUČINITEL...............................................................37 3.3.5 NETĚSNOST PRACOVNÍHO PROSTORU VÁLCE......................38

3.4 PŘÍKON PÍSTOVÉHO KOMPRESORU..............................................39 3.4.1 INDIKOVANÁ PRÁCE ...................................................................40 3.4.2 ÚČINNOSTI PÍSTOVÝCH KOMPRESORŮ..................................41

3.5 NĚKOLIKASTUPŇOVÉ STLAČOVÁNÍ ...............................................42 3.6 ZVLÁŠTNOSTI PÍSTOVÝCH VÝVĚV .................................................45

3.6.1 VÝPOČET HLAVNÍCH PARAMETRŮ VÝVĚV ..............................46 4. REGULACE PÍSTOVÝCH KOMPRESORŮ..............................................48

4.1 REGULACE ZMĚNOU OTÁČEK ........................................................48

3

4.2 REGULACE ZMĚNOU ŠKODLIVÉHO PROSTORU...........................48 4.3 REGULACE ŠKRCENÍM.....................................................................49 4.4 REGULACE PŘEPOUŠTĚNÍM...........................................................50 4.5 REGULACE ODTLAČOVÁNÍM SACÍCH VENTILŮ ............................50 4.6 REGULACE ODTLAČOVÁNÍM VÝTLAČNÝCH VENTILŮ ...............51

5. ROTAČNÍ KOMPRESORY .......................................................................51 5.1 KŘÍDLOVÉ KOMPRESORY................................................................51 5.2 VODOKRUŽNÉ KOMPRESORY ........................................................55 5.3 DVOUROTOROVÉ ROTAČNÍ KOMPRESORY..................................56 5.4 ŠROUBOVÉ KOMPRESORY .............................................................57

5.4.1 HLAVNÍ ČÁSTI ŠROUBOVÝCH KOMPRESORŮ .........................59 5.4.2 PRACOVNÍ OBĚH ŠROUBOVÝCH KOMPRESORŮ....................59 5.4.3 ZÁVĚRY: .......................................................................................61 5.4.4 ŠROUBOVÉ KOMPRESORY BEZMAZNÉ ...................................62 5.4.5 ŠROUBOVÉ KOMPRESORY MAZANÉ........................................62 5.4.6 PRŮTOKOVÉ SCHÉMA ŠROUBOVÝCH KOMPRESORŮ...........63 5.4.7 VÝKONNOST ŠROUBOVÝCH KOMPRESORŮ ...........................65 5.4.8 PŘÍKON ŠROUBOVÝCH KOMPRESORŮ....................................65

5.5 ŠROUBOVÉ KOMPRESORY SPECIÁLNÍ..........................................67 5.5.1 ŠROUBOVÉ VÝVĚVY ...................................................................67

5.6 REGULACE ŠROUBOVÝCH KOMPRESORŮ ...................................69 5.6.1 REGULACE UZAVŘENÍM SÁNÍ....................................................70 5.6.2 REGULACE ZMĚNOU OTÁČEK...................................................71 5.6.3 REGULACE ŠKRCENÍM V SÁNÍ ..................................................72 5.6.4 REGULACE STOP - START .........................................................72 5.6.5 REGULACE PŘEPOUŠTĚNÍM .....................................................72 5.6.6 REGULACE ZKRÁCENÍM ČINNÉ DÉLKY ROTORŮ....................72 5.6.7 REGULACE ZMĚNOU VESTAVĚNÉHO KOMPRESNÍHO POMĚRU................................................................................................73

6. RADIÁLNÍ TURBOKOMPRESORY ..........................................................75 6.1 HLAVNÍ ČÁSTI RTK............................................................................75 6.2 PROUDĚNÍ PLYNU PRACOVNÍM PROSTOREM RTK......................76 6.3 ZÁKLADY TEORIE RADIÁLNÍCH KOMPRESORŮ ............................77 6.4 ZVÝŠENÍ MĚRNÉ ENERGIE PLYNU .................................................78 6.5 KRITÉRIA PODOBNOSTI U RTK .......................................................79 6.6 TVARY ROTOROVÝCH LOPATEK ....................................................80 6.7 SKUTEČNÝ STUPEŇ RTK .................................................................81 6.8 VÝKONNOST RTK..............................................................................81 6.9 PŘÍKON RTK ......................................................................................82 6.10 ROZVÁDĚCÍ KOLA...........................................................................83 6.11 CHLAZENÍ TURBOKOMPRESORŮ .................................................85 6.12 ENERGETICKÉ CHARAKTERISTIKY ..............................................86 6.13 PROVOZNÍ BOD...............................................................................87 6.14 REGULACE RADIÁLNÍCH TURBOKOMPRESORŮ.........................87

6.14.1 REGULACE ZMĚNOU OTÁČEK.................................................87 6.14.2 REGULACE ŠKRCENÍM V SÁNÍ ................................................88 6.14.3 REGULACE ŠKRCENÍM VE VÝTLAKU ......................................89 6.14.4 ANTIPOMPÁŽNÍ REGULACE .....................................................89 6.14.5 REGULACE ZMĚNAMI PRŮTOČNÉ ČÁSTI ...............................89

6.15 DMYCHADLO S BOČNÍM KANÁLEM...............................................89

4

7. TURBOKOMPRESORY AXIÁLNÍ .............................................................90 7.1 ZÁKLADY TEORIE ATK......................................................................91 7.2 ENERGETICKÉ CHARAKTERISTIKY ATK ........................................93 7.3 AXIÁLNÍ SÍLA......................................................................................94

8. POHON TURBOKOMPRESORŮ .............................................................95 9. PARALELNÍ A SÉRIOVÁ SPOLUPRÁCE KOMPRESORŮ......................96 10. KOMPRESOROVÉ STANICE.................................................................97

10.1 SKLADBA KOMPRESORŮ V KOMPRESOROVÉ STANICI.............97 10.2 ŘÍZENÍ PROVOZU KOMPRESOROVÉ STANICE............................98 10.3 DEGAZAČNÍ STANICE.....................................................................99 10.4 VOLBA NEJVHODNĚJŠÍHO DRUHU KOMPRESORU ..................100

11. ENERGETICKÉ BILANCE....................................................................101 11.1 ENERGETICKÉ BILANCE ZKRÁCENÉ ........................................101 11.2 EXERGETICKÉ BILANCE...............................................................103 11.3 ENERGETICKÉ BILANCE ÚPLNÉ .................................................104 11.4 KOMPRESOR JAKO TEPELNÉ ČERPADLO.................................105 11.5 ZPĚTNÉ VYUŽÍVÁNÍ ODPADNÍHO TEPLA ...................................106

12. PROUDOVÉ KOMPRESORY...............................................................108 12.1 PROUDĚNÍ PRACOVNÍM PROSTOREM.......................................108 12.2 EJEKČNÍ SOUČINITEL...................................................................109 12.3 CHARAKTERISTIKA A REGULACE...............................................110

13. KVALITA A ÚPRAVA STLAČENÉHO VZDUCHU ................................112 13.1 VLHKÝ VZDUCH.............................................................................112 13.2. VYSOUŠENÍ VZDUCHU................................................................113

13.2.1 KONDENZAČNÍ SUŠIČKY........................................................113 13.2.2 ADSORPČNÍ SUŠIČKY.............................................................114

14. CHVĚNÍ STROJŮ .................................................................................116 14.1 KRITÉRIA K POSOUZENÍ VIBRACÍ ...............................................116 14.2 VIBRACE POTRUBÍ........................................................................118 14.3 VLIV KMITÁNÍ NA LIDSKÝ ORGANISMUS....................................118

15. HLUK ....................................................................................................120 15.1 SNIŽOVÁNÍ HLUKU U PÍSTOVÝCH KOMPRESORŮ ....................120

LITERATURA ..............................................................................................122

5

PŘEHLED POUŽITÝCH ZNAČENÍ A INDEXŮ Symbol Jednotka Veličina A J práce C KWh.m-3 měrná spotřeba energie D m průměr E J exergie F N síla I J entalpie K reakce M Machovo číslo Mk N.m kroutící moment P W výkon Q J teplo, tepelné ztráty S m-2 plocha T K teplota absolutní V m3 objem V& m3.s-1, m3.h-1 objemový průtok W J energie Y J.kg-1 měrná energie Z J ztráta energie Z& W ztrátový výkon ATK axiální turbokompresor RTK radiální turbokompresor a J.kg-1 měrná práce a m.s-1 zychlost zvuku c m.s-1 rychlost absolutní c J.kg-1.K-1 měrná tepelná kapacita d m průměr e J.kg-1 měrná exergie f s-1 frekvence g m.s-2 zrychlení tíže i J.kg-1 měrná entalpie k izoentropický exponent m kg hmotnost m& kg.s-1, kg.h-1 hmotnostní průtok n s-1 otáčky p Pa tlak q J.kg-1 měrné teplo r J.kg-1.K-1 měrná, individuální plynová konstanta r m poloměr s J.kg-1.K-1 měrná entropie s m zdvih pístu t °C teplota u J.kg-1 měrná vnitřní energie u ejekční součinitel u m.s-1 obvodová rycjlost v m3.kg-1 měrný objem w J.kg-1 měrná energie w m.s-1 relativní rychlost x měřítko z J.kg-1 měrná ztráta z počet stupňů, lopatek, zdvihů, otáček atd α úhel sklonu absolutní rychlosti β úhel sklonu relativní rychlosti ε součinitel skluzu, topný faktor

6

εš poměrná velikost škodlivého prostoru ϕ tlakové číslo RTK λ součinitel, výkonové číslo RTK ν poměrná netěsnost π vestavěný tlakový poměr φ objemové číslo ρ kg.m-3 hustota σ tlakový poměr τ s čas τ vliv tvaru lopatek ω rad.s-1 kruhová rfekvence Indexy P přední N normální Z zadní a absolutní a axiální b barometrický c celkový ca Carnotův d dopravovaný ef efektivní ex exergetický h hydraulický ch chladící i indikovaný ie izoentropický it izotermický jm jmenovitý k kompresoru m mechanický, meridiální o objemový p pístu, tlakový pol polytropický q tepla t teoretický sp spojkový st stroje, statický stř střední š škodlivý t teplotní u ucpávky, unášivý už užitečný v ventilu, expanzní za základu I,II až VII označení stupně Poznámka k označování tlaků a teplot pn v sacím hrdle (nasávaný plyn) pd ve výtlačném hrdle (dopravovaný plyn) p1 ve válci na konci sání p2 ve válci na konci komprese p3 ve válci na konci vytlačování

7

p4 ve válci na konci exepanze Druhým indexem – římskou číslicí nebo obecně písmenem je označen stupeň. Např: pnII tlak plynu v sacím hrdle druhého stupně p3z tlak plynu na konci vytlačování v z-tém stupni pdIII tlak plynu za třetím stupněm Stejným způsobem jsou označovány teploty plynu.

8

PŘEDMLUVA Skripta KOMPRESORY jsou určena především posluchačům oboru Energetické stroje a zařízení strukturované formy studia na Fakultě strojní VŠB - TUO. Rovněž je budou využívat projektanti a uživatelé kompresorových stanic. Skripta poskytují nejdůležitější informace o strojích sloužících ke stlačování plynu, popisují zejména jejich konstrukci, uspořádání, příslušenství, regulaci a řazení v kompresorových stanicích. Základní technické údaje jsou definovány s platnosti pro všechny druhy kompresorů, ať již pracují se změnou velikosti pracovního prostoru, což jsou kompresory objemové, nebo s jeho konstantní velikostí (kompresory rychlostní). Nově jsou zpracovány statě věnované energetickým a exergetickým bilancím.

ÚVOD Obor věnující se stlačování plynů je v moderním průmyslu velmi důležitý, poněvadž kompresory zasahují do všech odvětví lidské činnosti. Na pohon kompresorů se v celosvětovém měřítku vynakládá asi až 30 % celkové spotřeby elektrické energie, s níž je nutno velmi úsporně hospodařit. Proto v poslední době vznikají nové typy strojů a stále je vylepšována jejich konstrukce, což vede ke zdokonalování jejich energetických parametrů a smysluplnému využívání přiváděné energie. I když za první kompresor je považován ručně ovládaný měch z třetího tisíciletí před naším letopočtem, první ležatý pístový kompresor s Hoerbigerovými ventily byl postaven v roce 1894. Nedlouho potom již došlo i k průmyslové výrobě turbokompresorů v Anglii a Francii a také v roce 1907 ve Škodových závodech. První provozuschopný šroubový kompresor bezmazný byl postaven zásluhou švédského inženýra Alfréda Lysholma v roce 1934 a vývoj mazaných kompresorů začal až v roce 1959. V současnosti je stlačený vzduch používán k pohonu pneumatických motorů a mechanismů i k přímému použití. V procesním inženýrství připravují kompresory plyny k chemickým reakcím a umožňují jejich dopravu na velké vzdálenosti. Významné je využívání kompresorů v chladicí technice. Podle způsobu stlačování se kompresory dělí na objemové a rychlostní.

U objemových kompresorů s ventilovým rozvodem dochází ke zvýšení tlakové energie zmenšením pracovního prostoru ve válci, v němž je plyn uzavřen. Periodické změny objemu tohoto prostoru se dosahuje přímočarým vratným pohybem pístů u kompresorů pístových, nebo prohýbáním pružné membrány u kompresorů membránových. Kompresory bez klikového mechanizmu využívající rotačního pohybu pístu se nazývají kompresory rotační. Místo ventilového rozvodu využívají zjednodušené konstrukční úpravy s pevně nastaveným konstantním, tak zvaným "vestavěným" tlakovým poměrem. Vnitřní komprese je pak mnohdy doprovázená kompresi vnější, probíhající až za výtlačným hrdlem kompresoru. U rychlostních (dynamických) kompresorů, které se dělí na lopatkové a proudové je pracovní prostor neměnný. Kinetická a z části tlaková energie plynu se zvyšuje v oběžném kole. Ve statoru za rotorem se kinetická energie mění na tlakovou. Podle směru pohybu plynu vůči ose stroje se rotační lopatkové stroje dělí na turbokompresory radiální, axiální a diagonální. Základní částí proudových kompresorů (ejektorů) je dýza, ve které dosahuje hnací látka podkritické či nadkritické rychlosti, směšovací komora, kde dochází k míšení se stlačovaným plynem a difuzor transformující energii kinetickou na tlakovou.

9

Kompresory bývají různého provedení a uspořádání. Rozdělují se zejména podle:

- stlačovaného média na kompresory vzduchové a plynové, - počtu stupňů na stroje jednostupňové a vícestupňové, - celkového tlakového poměru σ c na dmychadla σ c < 3 nízkotlaké kompresory σ c = 3 až 25 středotlaké kompresory σ c = 25 až 100 vysokotlaké kompresory σ c = 100 až 300 hyperkompresory σ c > 300

- dosahované výkonnosti dV& na

kompresory malé, jestliže dV& < 150 m3.h-1

kompresory střední dV& = 150 až 5 000 m3.h-1

kompresory velké dV& > 5 000 m3.h-1

Kompresory lze dále členit na vzduchem nebo vodou chlazené, na stacionární, přenosné a pojízdné. Kompresory určené k odsávání plynů z uzavřených prostorů jsou vývěvy. Jednotky s malým tlakovým poměrem a zvýšeným tlakem se nazývají dotlačovací. Jestliže pracují v uzavřeném technologickém okruhu, jsou označovány jako kompresory oběhové. Speciální provedení vyžadují chladicí kompresory stlačující chladiva.

Tab. 1 Rozdělení kompresorů podle způsobu práce a provedení

KOMPRESORY OBJEMOVÉ

S VRATNÝM POHYBEM PÍSTU S ROTAČNÍM POHYBEM PÍSTU

PÍSTOVÉ MEMBRÁNOVÉ OSTATNÍ

JEDNOROTOROVÉ DVOUROTOROVÉ

KŘÍDLOVÉ KAPALINOKRUŽNÉ SPIRÁLOVÉ OSTATNÍ

ZUBOVÉ ŠROUBOVÉ OSTATNÍ

KOMPRESORY RYCHLOSTNÍ

TURBOKOMPRESORY EJEKTORY

RADIÁLNÍ AXIÁLNÍ

10

1. ZÁKLADNÍ TECHNICKÉ ÚDAJE KOMPRESORŮ Technickými údaji jsou popsány vlastnosti a hlavní parametry strojů. Jedná se zejména o:

- celkový tlakový poměr σ c = In,

d

pp

-

- výkonnost pístového kompresoru dV& m3.s-1, m3.h-1

- celkový příkon kompresoru Psp W - účinnost kompresoru η - - počet stupňů z - - otáčky kompresoru n s-1, min-1

Ve firemní literatuře se uvádí zpravidla také : - tlak nasávaného plynu pn,I Pa - teplota nasávaného plynu tn,I °C - teplota ve výtlačném hrdle stroje t

d °C - hmotnost kompresoru m

k kg

- spotřeba chladicí vody vV& l.s-1

- spotřeba oleje olm& kg.s-1

a u objemových kompresorů pak dále : - využití pracovního prostoru λ - - počet válců i - - průměry válců D m - zdvih pístu s m

S počtem stupňů úzce souvisí celkové provozní náklady, které jsou rozhodujícím ekonomickým kritériem. Pro daný konečný tlak plynu za kompresorem je minimální počet stupňů u objemových kompresorů omezen přípustnými teplotami plynu ve válci. Investiční náklady takto navržených kompresorů, ale současně i porovnávací účinnosti, jsou nižší. Protikladem je dražší stroj s ekonomicky maximálně přípustným počtem stupňů, pracující s nejvyšší dosažitelnou účinností a menší spotřebou energie. Pro optimální počet stupňů s nejmenšími celkovými provozními náklady jsou u velkých kompresorů s dlouhodobým provozem rozhodující náklady na energii, u malých strojů s krátkodobým využitím náklady investiční (viz. kap. 3. 5., obr. 46). Vývoj kompresorů jako u všech strojů směřuje k co nejvyšším otáčkám. Zvýšením otáček lze při stejné výkonnosti dosáhnout lehké konstrukce stroje, pohonu, základu i strojovny, avšak životnost strojních částí klesá. S ohledem na zvyšující se tepelné zatížení chladicích ploch se rovněž snižuje účinnost chlazení pracovního prostoru. Limitujícím faktorem jsou mimo nadměrný hluk také u pístových kompresorů setrvačné síly vzrůstající s druhou mocninou otáček, vyvolávající vibrace soustavy stroj - pohon - základ. Platí to zejména pro velké stroje, pracující často v oblasti rezonančního režimu. Důsledky vysokých otáček se korigují konstrukčním uspořádáním stroje.

1.1 VÝKONNOST KOMPRESORŮ Výkonnost je z hlediska využitelnosti kompresoru parametrem základním. Je definována jako objemový průtok dV& plynu sacím hrdlem kompresoru dopravovaný až do spotřebiče. Výkonnost dV& je jen částí z nasávaného plynu nV& , která je během průtoku strojem

ovlivňována únikem plynu netěsnostmi oV& do okolí.

dV& = nV& - oV& [m3.s-1] (1)

Tato veličina není ovlivňována změnou barometrického tlaku ani změnou teploty nasávaného plynu, takže během bezporuchového provozu se nemění. Je ovšem závislá na

11

současném stavu stroje, na celkovém tlakovém poměru σ c a zejména na stupni opotřebení částí utěsňujících pracovní prostor stroje. V provozních podmínkách nelze rovněž vyloučit vliv netěsných pojistných ventilů chladičů spojovacího potrubí a příslušenství stroje. Srovnáním naměřených hodnot dV& (současná výkonnost) s jmenovitou hodnotou

jmV& (jmenovitá výkonnost) udávanou výrobcem u nově instalovaných strojů, můžeme posoudit stupeň opotřebení kompresoru. K vyjádření dopravovaného množství plynů kompresorem slouží: hmostnostní výkonnost dm& (kg.s-1), což je hmotnostní průtok plynu výtlačným hrdlem stroje. Stlačitelnost plynů nás nutí k samostatnému sledování a vyhodnocování proudů hmotnostních i objemových pomocí jednoduchých schémat strojů a odpovídajících Sankeových diagramů, viz. obr.1 a 2. Zde je také zřejmá závislost výkonnosti kompresoru dV&

na nasávaném množství nV& i vnějších objemových ztrátách oV& .

S narůstajícími cirkulačními proudy cV& , vnikajícími do prvního stupně vnitřními netěsnostmi kompresoru, ovšem nasávané množství plynu do pracovního prostoru kompresoru klesá, neboť možné plnění pracovního prostoru sV& je součtem proudů cn VV && + .

Vznik vnitřních netěsností je popsán u jednotlivých druhů kompresorů v následujících kapitolách.

Obr. 1 Objemové průtočné schéma kompresorů

Obr. 2 Hmotnostní průtočné schéma kompresorů

Vztah mezi výkonnosti hmotnostní, zjištovanou měřením ve výtlačném potrubí a výkonností současnou popisuje vztah In,dd .Vm ρ&& = [kg.s-1] (2)

nV& dV& sV&

oV&

cV&

vV&

m& d

m& c

m& o

m& s m& n

12

Hustotu plynu ρn,I nasávaného prvním stupněm kompresoru udává v závislosti na

jeho tlaku pn,I

a teplotě Tn,I v sacím hrdle stavová rovnice,

In,

In,

r.Tp

=n.Iρ [kg.m-3] (3)

což vysvětluje, proč se během dne i roku dopravované množství (hmotnostní výkonnost) mnohdy i výrazně mění. I když je využívání hmotnostní výkonnosti dm& k určení dopravovaného množství plynu nejpřijatelnější, v technické praxi se neujalo, hmotnostní průtok je neustále přepočítáván na průtok objemový, na tak zvaný standardní (normální) stav Nd,V& pomocí rovnice (4). Výrobci kompresorů téměř výhradně využívají „normální stav technický“ na rozdíl od dříve zavedeného „normálního stavu fyzikálního“.

N

NNd,d r.T

p.Vm && = [kg.s-1] (4)

V této rovnici je:

r měrná, individuální plynová konstanta, p

N normální ( standardní) tlak 100 kPa = 1bar (dříve 101,325 kPa), T

N normální (standardní) teplota 293,16 K = 20°C (dříve 273,16 K).

Název „standardní“ je zaváděn mezinárodní normou ČSN ISO 8011. Poněvadž hustota plynu v normálním stavu je konstantní, kopíruje standardní výkonnost hmotnostní průtok a slouží tudíž výhradně k vyjádření množství dopravovaného plynu. Z tohoto hlediska je využíváni normálních metrů krychlových k popisu hmotnostního průtoku zavedeno duplicitně, což odpovídá zavedeným zvyklostem.

Je nutno mít na zřeteli, že v případě, kdy je v sacím hrdle tlak pn,I = 1 bar a teplota tn,I

= 20°C platí:

dV& = Nd,V& [m3.s-1] (5)

Vzhledem k tomu, že výrobci ve firemní literatuře této skutečnosti využívají k současnému popisu výkonnosti i dopravovaného množství, nesmí uživatelé zapomínat na změny, doprovázející změnu tlaku a teploty nasávaného plynu.

1.2 PŘÍKONY KOMPRESORŮ Práce potřebná k pohonu kompresoru za čas je příkonem pohonu, který společně s převodem a kompresorem vytváří soustrojí, dodávající do spotřebiče plyn o požadovaných parametrech. Na obr. 3 je schéma soustrojí s kompresorem pístovým, na obr. 4 s kompresorem dynamickým. V obou případech je naznačeno přímé spojení kompresoru s motorem bez převodu. Příkon motoru je vzhledem k tomu, že se k tomu účelu nejčastěji využívá elektromotorů, označen Pel.

13

Obr. 3 Schéma soustrojí s objemovým kompresorem

Obr. 4 Schéma soustrojí s dynamickým kompresorem Tok příkonu soustrojím s vyznačením vznikajících ztrát je naznačen na obr. 5.

Obr. 5. Rozptyl práce přiváděné k pohonu kompresorů Výkon elektromotoru Pel je příkonem kompresoru Psp na spojce. Je proto o ztráty (rozptyl energie vznikající v elektromotoru) elZ& menší. Z energetické bilance

Pel = Psp + elZ& lze odvodit vztah

elel

sp z1PP

−==elη [-] (6)

Ppol

P sp P e

l

P vn

Pel Psp PvnPpol

ELZ& mZ&kZ&Σ

P sp P e

l

Pv n

14

Měrné ztráty zel v závislosti na odebíraném výkonu popisují průběh účinnosti (viz obr.6), který zjišťují výrobci na zkušebnách. Pomoci účinnosti elektromotoru lze z naměřeného příkonu elektromotoru vyhodnotit spojkový příkon. Je-li mezi motor a kompresor zařazen převod, nutno zvážit i jeho účinnost pη , takže: Psp = Pel . elη . pη [kW] (7)

Obr. 6 Závislost účinnosti elektromotorů na odebíraném výkonu Účinnost převodů klínovými řemeny bývá v rozmezí 90 až 94%, ozubené řemeny dosahují až 99%. Uložení rotorů kompresorů lopatkových a rotačních i klikového mechanizmu strojů pístových je doprovázeno ztrátami mechanickými zm. Ty závisí na typu, uspořádání a kvalitě provedení, montáže i mazání kompresorů. K mechanickým ztrátám se přičítá práce potřebná k pohonu čerpadel olejových i chladicích a také práce potřebná k pohonu ventilátoru u strojů vzduchem chlazených. Příkon přivedený na píst nebo na hřídel kompresorů dynamických se nazývá příkonem vnitřním Pvn, u pístových kompresorů též příkonem indikovaným Pin. Poměr příkonu vnitřního a spojkového je účinnost mechanická mη .

Úprava názvosloví u pístových kompresorů se odvíjí od přímé souvislosti mezi plochou indikátorového diagramu a indikované (vnitřní) práce Ain. Příkon předávaný dopravovanému plynu Pd je součtem zvýšení jeho měrné energie tlakové apol a kinetické ak. U objemových kompresorů není zvýšení kinetické energie podstatné, zanedbává se. ( )kpoldd aa.mP += & [kW] (8)

⎟⎠⎞

⎜⎝⎛ −

−=

−

1σ..r.T1n

na n1n

cnpol [J.kg-1] (9)

( )2n

2dk cc.

21a −= [J.kg-1] (10)

1.3. ÚČINNOSTI KOMPRESORŮ Míra dokonalosti strojů se mimo jiné posuzuje stupněm využití přivedené energie, tj. energetickými účinnostmi. U převážné většiny strojů a zařízení se definují účinnosti přímé,

menší výkony

větší výkony

ηmot

0 0,2 0,4 0,6 0,2 1 1,2

0,2

0,4

0,6

0,8

1

jmenovitývýkon

odebíranývýkon

15

jakožto poměr výkonu Puž a příkonu stroje P. Příkon P je energie W přivedená do stroje za jednotku času, výkon Puž je užitečná část příkonu

P

Pη už= [-] (11)

Rozdíl mezi přivedenou energií W a využitou energií Wuž jsou ztráty energie, tj. množství zmařené energie Wz, které se nepodařilo přeměnit na žádaný druh a je odváděno bez užitku do okolí Wz = W – Wuž [J] (12)

U kompresorů se výkon stroje nedefinuje, přímé účinnosti jsou nahrazovány účinnostmi porovnávacími (podrobněji v kapitole 11.). Jsou to energetické účinnosti nepřímé, poněvadž porovnávají příkon kompresoru ideálního a skutečného. Pomocí ideálního stroje (který je jen představou) zkoumá se míra dokonalosti stroje skutečného. Podle toho, který oběh je zvolen za srovnávací, rozdělují se porovnávací (termodynamické) účinnosti na izotermické a izoentropické. 1.3.1 ÚČINNOSTI IZOTERMICKÉ Poměr izotermického příkonu Pit ideálního kompresoru a celkového příkonu Psp skutečného kompresoru se nazývá izotermická účinnost spojková

sp

itd

sp

itspit, P

.amPPη

&== [-] (13)

Rozdíl mezi celkovým a izotermickým příkonem vzniká mařením části mechanické energie přiváděné k pohonu kompresoru. K tomu dochází nežádoucí přeměnou (transformací) mechanické energie na energii tepelnou. Uživatele kompresorové stanice sledujícího spotřebu elektrické energie a tím také provozní náklady kompresorové stanice více zajímá snadno vyhodnotitelná izotermická účinnost celého soustrojí

el

itelit, P

Pη = [-] (14)

Izotermické účinnosti se definují zejména u kompresorů pístových, které považujeme za stroje chlazené. 1.3.2 ÚČINNOSTI IZOENTROPICKÉ U rotačních kompresorů a turbokompresorů stále převažují účinnosti izoentropické, definované pomoci izoentopického ideálního příkonu Pie analogicky jako účinnosti izotermické.

sp

ied

sp

iespie, P

.amPPη

&== [-] (15)

el

ieelie, P

Pη = [-] (16)

Tyto hodnoty však nemůžeme srovnávat s účinnostmi izotermickými, zavedenými u pístových kompresorů. Porovnávací účinnosti jsou svázány závislosti

16

ie

it

ie

it

ie

it

aa

PP

ηη

ω === =

⎟⎠⎞

⎜⎝⎛ −

−

−

11

1κκ

c

c

σκκ

σ

.

ln [-] (17)

vztah

.ωηη ieit = [-] (18)

musíme uplatnit při srovnávání kompresorů využívajících rozdílné účinnosti, nejlépe přepočtem na účinnost izotermickou.

2. PÍSTOVÉ KOMPRESORY Tyto stroje nacházejí stěžejní uplatnění v chemickém průmyslu, kde se využívá jejich schopnosti dosahovat nejvyšších tlaků. Kompresní poměry hyperkompresorů již překračují hodnotu cσ = 2 500. Velké pístové kompresory pracují s výkonností až 20 000 m3.h-1, maximální příkon energie přiváděný k jejich pohonu bývá 5 MW. Malé dotlačovací kompresory se používají v těch místech, kde tlak vzduchu v rozvodné síti klesá pod přípustnou mez.

2.1 ZÁKLADNÍ TYPY PÍSTOVÝCH KOMPRESORŮ 2.1.1 LEŽATÉ KOMPRESORY

jsou nejstarším druhem pístových kompresorů, při jejichž konstrukci byly aplikovány zkušenosti ze stavby parních strojů. Nízké otáčky, omezené nedokonalým vyvážením setrvačních sil a momentů, vyžadují rozměrnou, robustní konstrukci i půdorysně rozlehlé strojovny. Stavební výšky jsou však i u několikastupňových strojů malé. Krátkým spojovacím potrubím lze odlučovače i chladiče umístit do sklepních prostorů pod úroveň stroje, čímž se vytvoří předpoklady pro snadnou obsluhu a údržbu. Tyto stroje mají dlouhou životnost. Dnes se ležaté kompresory vyrábějí jen jako laboratorní stroje pro velmi vysoké tlaky a malé výkonnosti.

2.1.2 STOJATÉ KOMPRESORY Snaha zlevnit výrobu zvyšováním otáček vedla ke konstrukci stojatých kompresorů podle vzoru spalovacích motorů. Víceválcové uspořádání umožňuje lepší vyvážení setrvačních sil i momentů. U vícestupňových kompresorů však značně narůstá výška strojovny, která musí umožnit vertikální demontáž pístů včetně dlouhých pístnic. Poněvadž příslušenství stroje bývá

umísťováno na jednotlivé části stroje, přístup k ventilům a ucpávkám je obtížnější než u strojů ležatých. Proto se stavějí zpravidla jen jako nízkotlaké, jedno až třístupňové stroje stacionární (na obr.7 je dvoustupňový, vzduchem chlazený stojatý kompresor 2 DVK 65-V, stlačující 18 m3 plynu za hodinu na 3,5 MPa), nebo pojízdné. Často se používají pro speciální účely jako kompresory bezmazné, plnicí, kyslíkové, membránové atd.

Obr. 7 Dvoustupňový kompresor 2 DVK 65

17

V tlakovzdušných kompresorových stanicích se uplatňují dvoustupňové kompresory DSK, které se vyráběly v ČKD jako dvou až čtyřválcové stroje s výkonnosti 1 000 až 3 600 m3.h-1. Tyto stroje (viz. obr. 8) dosahují účinnosti elit,η = 0,6 při celkovém tlakovém poměru σ

c = 9. Novodobé bezmazné typy stojatých kompresorů pracují s malou spotřebou oleje, přičemž zcela odpadá mazání válců i zařízení k odlučování oleje. Dodávaný vzduch je naprosto čistý, bez jakýchkoliv stop oleje z mazaných částí stroje, takže exploze oleje je vyloučena.

Obr. 8 Dvoustupňový kompresor Obr. 9 Bezmazný kompresor 4 DSK 350 2 DSK 240 B

Konstrukce klikové skříně pomocí mezistěny se speciálními stíracími ucpávkami pístnic brání vnikání oleje z klikového mechanismu k válcům. Pístnice, pouzdra válců a samočinné destičkové ventily jsou z nerezavějící oceli. Hliníkové písty jsou utěsněny pístními kroužky ze samomazných materiálů. V ČKD se tyto typy stavěly pro výkonnosti až 1 600 m3.h-1 a tlakové poměry σ

c = 10 až 20.

Na obr. 9 je bezmazný stojatý dvoustupňový kompresor 2 DSK 240 B.

Malý vysokotlaký třístupňový stojatý kompresor 1 TSK 115 se zkráceným klikovým mechanismem a diferenciálním pístem je na obr. 10. Tento typ stroje stlačuje 24 m3 vzduchu za hodinu na tlak 20 MPa do akumulátorů důlních lokomotiv.

Obr. 10. Třístupňový kompresor 1 TSK 115

18

Stojaté pojízdné kompresory poháněné spalovacími motory se dodávají pro stavební i montážní práce na povrchu a také ve speciální úpravě pro podmínky hlubinného dobývání. 2.1.3 KOMPRESORY BOXEROVÉ

spojují přednosti obou předchozích typů. Osy válců jsou horizontální a ke každému zalomení hřídele je přiřazena dvojice pístů pohybujících se proti sobě (obr. 11). Takto jsou vytvořeny předpoklady pro úplné vyvážení setrvačních sil a při vhodném uspořádání i setrvačních momentů. Vyvážení setrvačních sil a momentů umožní až trojnásobné zvýšení otáček proti pomaluběžným ležatým strojům starší konstrukce.

Obr. 11 Schéma boxerového kompresoru

Řez osou válců boxerového kompresoru 4 TBK 800 je na obr.12. Jeho výkonnost je 10 000 m3.h-1, dosažitelný tlak ve výtlačném hrdle p

d = 1,275 MPa, otáčky n = 300 min-1 a

celkový příkon Pel = 1 250 kW.

Obr. 12 Boxerový kompresor 4 TBK 800

19

2.1.4 ÚHLOVÉ KOMPRESORY mají válce s vodorovnými i svislými osami. Zalomení klikového hřídele přesazené o

90° umožní dobré vyvážení setrvačních sil a úsporu půdorysné plochy. Podobně jako boxerové kompresory i tyto typy se vyznačují klidným chodem. Stavějí se také v bezmazném provedení. Schéma kompresoru tohoto typu je na obr.13.

Obr.13 Schéma úhlového dvoustupňového kompresoru V tab. 2 jsou srovnány otáčky n půdorysné plochy základu S, hmotnosti stroje mst, hmotnost základu mza nevyvážené setrvačné síly prvého řádu FI i druhého řádu FII, nevyvážené momenty setrvačných sil prvého řádu MI i druhého řádu MII kompresorů uvedených typů. Všechny mají stejnou výkonnost i počet stupňů. Parametry ležatého stroje jsou považovány za základní (100 %). Z nevyvážených momentů setrvačných a odstředivých sil jsou uvedeny jen horizontální složky, které se přenášejí i na okolí stroje a stavby.

Kompresor ležatý stojatý úhlový boxerový

Otáčky n 100 200 200 200

Hmotnost stroje mst 100 70 68 70

Hmotnost základu mza 100 49 40 53

Půdorysná plocha S 100 45 50 62

Setrvačné síly: prvého řádu FI 100 - - -

Momenty setrvačných sil: prvého řádu MI 100 - 1 8

druhého řádu MII 100 - 12 2

Tab. 2 Srovnání základních typů pístových kompresorů

2.1.5 OZNAČOVÁNÍ PÍSTOVÝCH KOMPRESORŮ K označování pístových kompresorů se využívá písmen i číslic, vyjadřujících technické údaje stroje. První znak - jednomístné číslo podle počtu válců

Druhý znak - písmeno vyjadřující počet stupňů

20

Třetí znak - písmeno označující provedení stroje B - boxerové

S - stojaté H - válce do hvězdy

V - válce do V L - ležaté

W - válce do W

Čtvrtý znak - písmeno označující druh stroje K - kompresor V - vývěva E - expanzní stroj

Pátý znak - dvou až čtyřmístné číslo označuje průměr pístu prvního stupně v mm Šestý znak - písmeno pro speciální provedení stroje B - bezmazné

O - oběhové N - v nerezovém provedení

Sedmý znak - písmeno označující druh použité vzdušiny, přičemž vzduch se neoznačuje.

Například: jednoválcový třístupňový stojatý kompresor (obr.10), jehož průměr válce prvního

stupně DI=115 mm, je označen symbolem 1 TSK 115. Poněvadž šestý znak a další údaje chybí, jde o vzduchový kompresor v běžném provedení.

2.2 USPOŘÁDÁNÍ KOMPRESORŮ Provedení pístových kompresorů je závislé na potřebném počtu stupňů k dosažení

žádaného tlaku plynu. Jednostupňové vzduchové kompresory se staví převážně jako jednoválcové (obr.18) i několikaválcové stojaté jednočinné stroje bez křižáku. Víceválcové konstrukce umožní lépe vyvážit setrvačné síly, vysoké otáčky a přímé spojení kompresoru s motorem. K zamezení objemových ztrát u plynových kompresorů je nutná konstrukce s dvojčinným pístem, křižákem (obr.15) a ucpávkou pístní tyče. Pro toto uspořádání jsou typické menší třecí ztráty a dobře utěsněný pracovní prostor. Rovněž se tím dosáhne lepšího vyvážení síly působící na píst od tlaku plynu ve válci, menšího průměru pístu a oddělení mazání válců od mazání klikového mechanismu. Na mazání obou systémů se používají rozdílné oleje vhodných vlastností. Dvoustupňové kompresory bývají stojaté, s diferenciálními odstupňovanými písty (obr.14). Často se stavějí jako kompresory úhlové (obr.7) nebo boxerové.

Obr. 14 Schéma dvoustupňových kompresorů s diferenciálními písty

Třístupňové kompresory používají odstupňované písty (obr.10), přičemž první stupeň je jednočinný nebo dvoučinný. Stojaté konstrukce jsou i víceválcové. Diferenciální

21

písty jsou ovládány jednoduchým klikovým mechanismem. Mají však velkou hmotnost a větší netěsnost pracovních prostorů jednotlivých stupňů. Vysokotlaké až sedmistupňové stroje se staví převážně jako boxerové. Jejich stavebnicové uspořádání umožní využít dvojčinné písty na nižších stupních. Z hlediska konstrukce a využití jsou pístové kompresory rozdělovány do pěti základních skupin. Skupina A

- nejmenší pístové kompresory v krátkodobém provozu, zpravidla jednostupňové, stojaté, dodávající až 35 m3.h-1 tlakového vzduchu pro huštění pneumatik, stříkání barev, tlakové brzdy automobilů atd. Skupina B

- malé a střední, jedno i vícestupňové stojaté kompresory lehké konstrukce s výkonností 35 až 550 m3.h-1. Skupina C

- malé a střední vícestupňové kompresory stojaté s výkonnosti 100 až 3500 m3.h-1, určené pro trvalý provoz. Skupina D

- plynové vysokotlaké kompresory pro zvláštní účely (stojaté, úhlové, boxerové) s výkonností 200 až 40 000 m3.h-1. Skupina E

- pomaluběžné, vysokotlaké, ležaté kompresory s výkonností 200 až 20 000 m3.h-1, které ještě existují v mnoha provozech, ale nové se již téměř nestaví.

Toto členění umožňuje sladění základních technických parametrů

Skupina Otáčky Střední pístová rychlost

Poměr s / D

Součinitel využití pracovního prostoruλ

Účinnost spit ,η

- min-1 m.s-1 - - - A 700 - 2000 2,0 – 4,0 0,50 – 1,00 0,50 – 0,80 0,25 – 0,40 B 960 - 1500 4,0 – 5,5 0,45 – 0,85 0,60 – 0,85 0,35 – 0,55 C 500 - 1500 3,5 – 4,0 0,40 – 0,90 0,60 – 0,80 0,40 – 0,70 D 200 - 700 2,5 – 4,0 0,40 – 1,00 0,70 – 0,85 0,55 – 0,70 E 120 - 180 2,5 – 4,0 0,60 – 1,00 0,75 – 0,85 0,55 – 0,65

Tab. 3 Základní parametry pístových kompresorů

2.3 HLAVNÍ ČÁSTI PÍSTOVÝCH KOMPRESORŮ Konstrukce pístových kompresorů není jednoduchá, poněvadž musí respektovat pracovní princip těchto strojů, tj. periodickou změnu objemu pracovního prostoru.

Pracovní prostor pístových kompresorů (obr.15) je

ohraničen vnitřním povrchem válce, hlavou válce (víkem), pohybujícím se pístem a ventily. Rozvody kompresorů

(ventily) jsou téměř výhradně samočinné, ovládané tlakem plynu a silou ventilové pružiny. Jen u dvoučinných vývěv se někdy používá šoupátkový rozvod, svázaný s pohybem pístu. Nejrozšířenější jsou ventily kroužkové a deskové.

Základní částí ventilů (obr.16) je sedlo s jedním nebo několika průtočnými kruhovými kanály, na něž dosedá ventilová deska, skládající se z jednotlivých kroužků spojených žebry. Deska je k sedlu přitlačována spirálovými nebo deskovými pružinami. Zdvih ventilové desky je omezen nárazníkem.

Obr. 15 Schéma dvoučinného stojatého kompresoru

22

U kroužkových ventilů jsou průtočné kanály uzavírány samostatně se pohybujícími kroužky.

Obr. 16 Samočinný ventil kroužkový

Ventily jsou uloženy ve ventilových komorách, umístěných na obvodu válce nebo v jeho hlavě. Na obr.17 je řez hlavou válce s ventilovými komorami, v nichž je umístěn sací i výtlačný ventil. Konstrukce obou dvoukanálových destičkových ventilů je shodná. Do sedla ventilové komory jsou přitlačovány centrálními šrouby buď přímo na zabroušené plochy, nebo na měkké hliníkové těsnící kroužky.

Obr. 17 Řez hlavou válce s ventilovými komorami Klikový mechanismus

mění točivý pohyb pohonu na pohyb přímočarý, vratný. Je složen z klikové hřídele, ojnice, křižáku, křižákového čepu, pístnice, pístů a pístních kroužků. Pístnice je utěsněna ucpávkou. Jednodušší uspořádání (obr.18) využívá zkráceného klikového mechanismu s trubkovým pístem bez křižáku. Kliková hřídel je uložena v klikové skříni (rámu) na jednom nebo více ložiskách.

23

Obr. 18 Jednostupňový stojatý kompresor se zkráceným klikovým mechanismem

Kliková skříň je základní částí kompresoru. Její součástí jsou křižáková vedení a příruby na uchycení válců. V tomto uspořádání přenáší kliková skříň síly vznikající ve válci i v klikovém mechanismu do základového bloku, na nějž je ukotvena základovými šrouby. Kliková skříň mnohdy slouží i jako zásobník mazacího oleje. K příslušenství pístových kompresorů náleží dále zařízení pro: - regulaci výkonnosti - chlazení pracovního prostoru, - mezistupňové chlazení plynu, - mazání pracovního prostoru, - mazání klikového mechanismu, - odlučování oleje a vlhkosti plynu, - čistění plynu před vstupem do kompresoru, - jištění proti překročení provozního tlaku, - měření teplot a tlaků, - střežení stroje. 2.3.1 CHLAZENÍ KOMPRESORŮ U malých dvoustupňových, rychloběžných a pojízdných kompresorů se používá vzduchové chlazení. Stroje jsou jednoduché konstrukce (obr.18), s bohatým žebrováním válců. Mezistupňové chladiče z hladkých nebo žebrovaných trubek jsou obtékány společně s válci vzduchem dopravovaným axiálním ventilátorem vytvořeným rameny setrvačníku. Vzduchem chlazené stroje mají větší spotřebu energie než kompresory chlazené vodou, poněvadž energie k pohonu ventilátoru se připočítává k pohonu stroje. U větších kompresorů se zásadně používá účinnější vodní chlazení. Válce jsou plášťovány a voda se zavádí do meziprostoru. Plášť je zpravidla odlit z jednoho kusu s válcem. Vnitřní chlazení vstřikováním kondenzátu do válce se již běžně nepoužívá. Mezistupňové chladiče jsou rovněž vodní, různé, avšak jednoduché konstrukce, s malými nároky na zastavěný prostor.

24

Pro nižší tlaky se nejčastěji používají svazkové chladiče (obr.19), kde stlačený plyn proudí mezerami mezi trubkami. U malých kompresorů a pro chlazení plynu na vyšších stupních se instalují hadové chladiče (obr.20).

Obr. 20 Hadový chladič Obr. 21 Zubové olejové čerpadlo 2.3.2 MAZÁNÍ KOMPRESORŮ U nízkotlakých kompresorů bez křižáků jsou válce i klikový mechanismus mazány současně. Kliková skříň zastává také funkci zásobníku oleje, který se ojnicemi rozstřikuje na mazací místa. U kvalitnějších konstrukcí bývá mazání cirkulační. Na mazací místa je olej dopravován čerpadlem (obr.21 ) provrtanými ložisky, klikovým hřídelem, i ojnicí až k pístním kroužkům.

U křižákových konstrukcí obstarávají mazání válců mazací přístroje, zaručující regulovatelnou dodávku oleje i do vysokotlakých stupňů. Olej se přivádí do sacího potrubí stupně nebo přímo do válce.

Poněvadž olej ve formě mlhy ve stlačeném vzduchu vytváří nebezpečné podmínky, je odlučován za každým stupněm a zejména za kompresorem společně se zkondenzovanou vlhkostí. Mezi jednotlivými stupni se používají jednoduché odlučovače, pracují na principu gravitačním (obr.22) nebo odstředivém. Za kompresorem bývá v případě potřeby instalován vysoce účinný odlučovač s vláknitým filtrem.

Obr. 19 Svazkový chladič

25

Obr. 22 Odlučovač vlhkosti a oleje Obr. 23 Odlučovač s vláknitým filtrem

Na obr.23 je schéma jednostupňového separátoru, využívajícího k filtraci aerosolu

fibrilního filtru 1, doplněného omezovačem sekundárního úletu 2. Filtrační vrstva je tvořena náplní velmi jemných skelných vláken průměru 2 až 4 μ m. zachycujících i ty nejmenší částice oleje a vody. Omezovačem úletu je zajištěno dokonalé oddělení kapaliny od vyčištěného plynu.

2.3.3 ČIŠTĚNÍ NASÁVANÉHO VZDUCHU V místech s velkou prašností je nutné čištění nasávaného vzduchu sacími filtry pro dosažení přijatelné životnosti válců, pístů a pístních kroužků. Požaduje se zachycení všech částic větších než 1 μ m.

Filtry pro kompresory rozdělujeme na suché, viskózní a olejové. Suché filtry zachycují nečistoty na papírových, látkových nebo plstěných vložkách. Vložky viskózních filtrů jsou smáčeny nejčastěji nevysychajícím, netuhnoucím olejem s vysokou viskozitou. Nevýhodou těchto filtrů je jejich rychlé zanášení. Proto se používají raději filtry olejové, promývací. Nasávaný vzduch se stýká s olejem, který se i s unášeným prachem zachycuje na filtrační vložce, po níž stéká do záchytné jímky. 2.3.4 POJISTNÉ ZAŘÍZENÍ

je nezbytným příslušenstvím kompresoru pro jeho bezpečný provoz. Pojistné ventily instalované ve výtlačném potrubí všech stupňů se otevírají při překročení maximálního provozního tlaku nejvýše o 10%. Podle konstrukce rozeznáváme pojistné ventily se závažím nebo pružinové (obr.24). Obr. 24 Pojistný ventil pružinový

12

26

2.4 ZVLÁŠTNÍ DRUHY PÍSTOVÝCH KOMPRESORŮ 2.4.1 KOMPRESORY MEMBRÁNOVÉ

patří mezi speciální druhy kompresorů, neboť změny objemu pracovního prostoru se dosahuje prohýbáním pružné kruhové membrány. U jednodušších konstrukcí (obr. 25) se používá měkká, nejčastěji pryžová membrána, která je ovládána mechanicky. Stroje s kovovou, hydraulicky ovládanou membránou 1 (obr.26) jsou spřaženy s pístovým olejovým čerpadlem 4, uloženým v ose stroje pod děrovanou deskou 3, omezující průhyb membrány. Staví se jako jednostupňové (až cσ = 12), nebo dvoustupňové (až cσ =22), s výkonnosti od 0,1 do 20 m3.h-1. Používají se také jako vývěvy k dosažení hlubokého vakua 0,3 kPa.

Přednosti těchto kompresorů jsou : - bezucpávková konstrukce, - čistota pracovního prostoru, který není znečišťován olejem, - malý škodlivý prostor, umožňující vysoký kompresní poměr

Nevýhodou je velká hmotnost. Membránové kompresory se používají zejména na stlačování malých množství vzácných plynů a také v případech, kdy je únik stlačovaného plynu do okolí nežádoucí. Kyslíkové kompresory tohoto typu používají jako pracovní kapalinu vodu, k zamezení požáru, poněvadž poruchu s prasklou membránou vyloučit nelze. S ohledem na odvod tepla kovovou membránou je dosahována téměř izotermické komprese.

Obr. 25 Schéma membránového kompresoru Obr. 26 Schéma s hydraulicky

ovládanou membránou 2.4.2 CHLADIVOVÉ KOMPRESORY Součástí chladicích zařízení jsou chladivové kompresory. U nich se vyžaduje naprostá těsnost pracovního prostoru, aby stlačované chladivo neunikalo do okolí. Tím je také zamezeno vnikání vzduchu a vlhkosti do kompresoru, je-li vypařovací tlak nižší než tlak okolí. Stavějí se zpravidla jako: Pístové kompresory stojaté, ucpávkové tzv. „otevřené“, kdy hřídel je vyveden z klikové skříně přes ucpávku ke spojení s motorem. Bezucpávkové kompresory polohermetické jsou společně s motorem uzavřeny v neprodyšném plášti. Ventily jsou však přes neprodyšná, ale demontovatelná víka přístupné. Zcela hermetické kompresory jsou společně s elektromotorem uzavřeny v tlakové nádobě. Příkladem je na obr. 27 uvedený hermetický chladivový kompresor pro stlačování freonu R12, pracující s chladicím výkonem 400 W.

27

Obr. 27 Chladivový kompresor 2.4.3 SPIRÁLOVÉ KOMPRESORY Zcela nový princip komprese je uplatňován u novodobých kompresorů "Scroll" s kývavým pohybem pístu. Ačkoliv byl patentován v USA již v roce 1905, setkáváme se s těmito kompresory až v období rozmachu tepelných čerpadel, neboť v hermetickém provedení dosahují chladicích výkonu od 1 kW do 15 kW. Používají se i jako kompresory vzduchové pro výkonnosti do 30 m3.h-1, s celkovým tlakovým poměrem až 10.

Princip práce je znázorněn na obr.28. Pracovní prostor kompresoru (viz. obr.29) tvoří dvě kruhové desky s tvarově shodnými spirálovými lopatkami, které jsou v pracovní poloze vzájemně pootočeny o 180°. Změnu objemu pracovního prostoru zajišťuje excentrem poháněná pohyblivá deska s kývavým pohybem. Pohybující se spirála (na obr.28 je světlá) se po tmavé statorové odvaluje tak, že obíhá po kruhové dráze kolem jejího středu, kde je také umístěn výtlak. Plyn se mezi obě spirály nasává na obvodu pevné desky. Pracovní prostor se odvalováním zmenšuje a současně je plyn dopravován k výtlaku. K zamezení rotací pohyblivé desky slouží jištění na principu Oldhamovy spojky. Oldhamův kroužek je umístěn pod zadní stěnou rotující části.

Obr. 28 Princip práce spirálového Obr. 29 Řez válcem spirálového kompresoru kompresoru

28

Přednosti těchto strojů se uplatňují ve stále větší míře. Kompresory "Scroll" nemají klikový mechanizmus a tudíž jen nepatrné vibrace, jsou bezmazné, bez převodu mezi motorem a pohyblivou deskou. Mají tichý chod a nejsou citlivé ke kapalinovému rázu u chladivových kompresorů. Vyznačují se vysokou spolehlivosti, úspornosti a účinnosti, což všechno vytváří příznivé podmínky k dosažení efektivního provozu. 2.4.4 KYSLÍKOVÉ KOMPRESORY Pro stlačování kyslíku se využívají kompresory membránové, pístové, šroubové i dynamické ve speciálních úpravách zabraňujících vzniku požáru. To znamená nejen bezmazný provoz, ale také např. úzkostlivou čistotu rukou montérů, nerezové vložky válců a destičky ventilů s bronzovými sedly zamezující jiskření, čistotu sacího a výtlačného potrubí bez okují. Prudká exotermická reakce kyslíku s mastnými nečistotami byla mnohdy příčinou vážných havárií. Zvláštní pozornost vyžadují také plynové kompresory stlačující vodík, uhlovodíky, acetylén, chlor. Další konstrukce, které lze zařadit mezi speciální druhy, již nejsou v našich provozech tak četné. Jedná se o : - kompresory s volnými písty, - kompresory s plným vyvážením posuvných hmot, - kompresory s ojnici v pístu, - kompresory s pohyblivým čtvercovým válcem.

3. TEORETICKÉ ZÁKLADY PŘEMĚNY ENERGIE V PÍSTOVÉM KOMPRESORU

3.1 IDEÁLNÍ KOMPRESOR Transformace energie probíhající u pístových kompresorů je vysvětlována popisem rozdílů mezi strojem skutečným a ideálním. Ideální pístový kompresor, jehož schéma a p-V diagram je na obr.30, je jednostupňový, dokonale těsný a přeměna energie v něm probíhá beze ztrát. Poněvadž nemá škodlivý prostor (V3 = 0), je objem pracovního prostoru V1, v němž probíhá pracovní proces, totožný se zdvihovým objemem válce. Ten je určen součinem činné plochy S1 (m

2) všech pístů na prvém stupni stroje a zdvihu s (m). V1= VZ = SI . s [m3] (19)

Obr.30 Oběh ideálního kompresoru

s

p1

p2

V1V

1v

1p

4v 2v

4

dV

23

V

dp

29

Komprese plynu 1-2 je buď izotermická, nebo izoentropická. Jelikož nasávání (změna 4-1 v p-V diagramu) i vytlačování 2-3 plynu probíhá bez hydraulických ztrát, ztotožní se tlak p1 ve válci na konci sacího zdvihu s tlakem pn,I v sacím hrdle prvního stupně a tlak p3 s tlakem pd ve výtlačném hrdle skutečného stroje. To znamená, že vnitřní tlakový poměr ideálního kompresoru

1

3

1

2

pp

ppσ == [-] (20)

a celkový tlakový poměr skutečného stroje

In,

dc p

pσ = [-] (21)

jsou shodné.

Současně platí rovnosti

pn,I = p4 = p1 Tn,I =T4 = T1 pd = p2 = p3 Td =T2 = T3

Pracovní oběh ideálního kompresoru není uzavřen. Začíná v bodě 4 otevřením sacího ventilu. Píst je v zadní (u stojatých kompresorů v horní) úvrati. Při pohybu pístu k přední (dolní) úvrati, tj. při sacím zdvihu 4-1, se zvětšuje pracovní prostor. Přes otevřený sací ventil vniká plyn za konstantního tlaku a teploty do válce. Na konci sacího zdvihu se sací ventil uzavře a při zpětném pohybu pístu se v důsledku zmenšování pracovního prostoru plyn stlačuje. Výtlačný ventil je stále uzavřen. Při stoupnutí tlaku ve válci na tlak p2 (bod 2) se otevře výtlačný ventil a během další části zdvihu píst vytlačí plyn z válce. Oběh je ukončen v bodě 3, kdy píst je opět v zadní úvrati a výtlačný ventil se uzavře. Následuje otevření sacího ventilu a celý děj se opakuje. 3.1.1 PŘÍKON IDEÁLNÍHO PÍSTOVÉHO KOMPRESORU

Příkon P (W) je množství energie přivedené za sekundu na hřídel k pohonu kompresoru. Je-li toto množství energie vyjádřeno technickou prací A (J) potřebnou k vykonání jednoho oběhu a je-li n (s-1) počet cyklů tj. otáček za sekundu, platí pro příkon vztah

P = A . n [W] (22)

Technická práce A je součtem práce získané při sání (- A4-1) a práce vynaložené na kompresi (absolutní práce A1-2) a vytlačování (A2-3): A = - A4-1 + A1-2 + A2-3 [J] (23)

Vynaložená práce je označována kladně, získaná záporně. Jestliže: - A4-1 = -p1 . V1 ( plocha 1v - 1 - 4 – 4v – 1v )

∫=−

2

121 p.dVA ( plocha 1v - 1 - 2 – 2v – 1v )

A2-3 = p2 . V2 ( plocha 2v- 2 - 3 – 4v – 2v ) je

30

∫ ∫ ∫−=−−=2

1

2

1

2

11122 p.dVd(p.V)p.dV.Vp.VpA

∫=2

1

V.dpA [J] (24)

V p-V diagramu je technická práce vyjádřena plochou 1-2-3-4-1. Tato práce se u ideálního kompresoru využije zcela ke zvýšení tlakové energie plynu. Měrná technická práce vztažená na hmotnost 1 kg plynu

∫==2

1t v.dp

mAa [J.kg-1] (25)

V této rovnici je m hmotnost plynu ve válci kompresoru.

Měrná práce absolutní popisuje změnu energie objemové

∫−=2

1a p.dVa [J.kg-1] (26)

Záporné znaménko značí, že při stlačování se objem i objemová energie zmenšuje. Podle prvního zákona termodynamiky platí:

dq = du + p.dv [J.kg-1] nebo dq = di – v.dp [J.kg-1]

odtud v.dp = di - dq [J.kg-1] (27)

Z tohoto vztahu vyplývá, že zvýšení tlakové energie v.dp je závislé na změně celkové energie (entalpie) di plynu při kompresi a odvedeném (-dq) nebo přivedeném (+dq) teple během této termodynamické změny. Pomocí měrné technické práce a a hmotnostního průtoku dm& dopravovaného plynu lze příkon ideálního kompresoru vyjádřit součinem tdi .amP &= [W] (28)

Poněvadž technická práce je závislá na způsobu stlačování, rozlišujeme :

a) příkon ideálního kompresoru s izotermickou kompresí

itdit .amP &= [W] (29) kde σ.lnr.Ta nit = [J.kg-1] (30) b) příkon ideálního kompresoru s izoentropickou kompresí iedie .amP &= [W] (31) kde je:

31

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛−

−=

−

11

1κκ

σ..κκ

nie r.Ta [J.kg-1] (32)

Oběh s polytropickou kompresí je již prvním přiblížením k oběhu skutečného stroje. Je-li polytropický exponent n=konst., platí, že zvýšení tlakové energie plynu

∫ ⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛−

−==

−2

1

1n1n

npol .r.T1n

nav.dp σ. [J.kg-1] (33)

Polytropické stlačování může probíhat s odvodem tepla, kdy 1 < n < κ , nebo s přívodem tepla, kdy n >κ . Všechny tyto změny jsou podrobněji popsány v technické literatuře [L15; L17].

3.2 SKUTEČNÝ KOMPRESOR U skutečných kompresorů idealizující podmínky neplatí. Transformační děje probíhající v pracovním prostoru můžeme sledovat na záznamu změny tlaku plynu během zdvihu pístu.

3.2.1 INDIKÁTOROVÝ DIAGRAM Z indikátorového diagramu (obr.31) můžeme postupně vyhodnotit: • užitečný objem pracovního prostoru, • průběh změny teploty plynu během

jednoho oběhu převedením indikátorového diagramu do T-s diagramu (obr.32)

• indikovaný příkon sledovaného stupně, • nežádoucí změny narušující

bezporuchový provoz (obr.33 a 34)

Poněvadž na konci výtlačného zdvihu zůstává u skutečného kompresoru malá část plynu o objemu V3 v mezeře mezi pístem a hlavou válce i ve ventilových komorách pod ventilovými deskami, je celkový objem pracovního prostoru V1 ve válci:

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛+=+=

z

3z3z1 V

V1.VVVV [m3] (34)

Poměr objemu škodlivého prostoru V3 a zdvihového objemu Vz se nazývá poměrný škodlivý prostor

z

3š V

Vε = [-] (35)

a udává se v procentech.

s

HÚ DÚ

V1

VzV3V

1

23

4

p

p 1

p 2 p 3

p n

p 4

p d

Obr.31 Indikátorový diagram skutečného kompresoru

32

Plyn nasávaný kompresorem vstupuje do děje během sacího zdvihu mezi body 4-1 a opouští jej při vytlačování 2-3. Celého uzavřeného oběhu se (u těsného stroje) zúčastní jen ta část plynu, která je stlačována do škodlivého prostoru V3. Obr. 32 T-s diagram skutečného kompresoru Vlivem rozdílných teplot plynu a stěn pracovního prostoru dochází neustále k vzájemnému sdílení tepla, jehož smysl se mění během expanze 3-4 a komprese 1-2 v okamžiku, kdy se obě teploty ztotožní. Poněvadž v tomto bodě dq=0 a ds=0, poslouží k jejich určení T-s diagram (viz body E a F na obr.32). Polytropická expanze probíhá z bodu 3 nejprve s odvodem tepla (-qex), exponent polytropy v tomto úseku křivky 3-E je větší nežκ , n3-E > κ . Od vyrovnání teploty plynu s teplotou stěn pracovního prostoru válce (v bodě E) probíhá expanze s přívodem tepla (+qex), exponent v tomto úseku je nE-4 < κ . Současně tlak plynu klesá pod hodnotu tlaku pn v sacím hrdle kompresoru. Tlakového rozdílu pn – p4 je v bodě 4 využito k otevření sacího ventilu, k urychlení sloupce nasávaného plynu a k překonání hydraulických ztrát. Během sání 4-1 se stav plynu mění. Tlak je ovlivněn kmitáním ventilové desky, pružinami ventilu a měnící se rychlosti pístu, teplota se zvyšuje jednak směšováním plynu expandujícího ze škodlivého prostoru s plynem čerstvě nasávaným, jednak ohříváním od stěn pracovního prostoru. Polytropická komprese 1-2 probíhá nejprve s přívodem tepla (+qko) n1-F >κ , pak s odvodem tepla (-qko) nF-2 < κ . Otevření výtlačných ventilů se projeví opět charakteristickou pulzací tlaku. Při vytlačování 2-3 z válce se plyn ochlazuje a tlak po počáteční pulzaci většinou klesá. Obr. 33 Indikátorový diagram s pozdním Obr. 34 Indikátorový diagram s opožděným uzavíráním výtlačného ventilu uzavíráním sacích ventilů

-qex

+qko

+qex

3

2

E

1

4

T

F

p2

p3

p4

p1

s

H

R

33

V okamžiku, kdy píst dosáhne horní úvratě, výtlačný ventil má uzavřít pracovní prostor ve válci. Ventily s nevhodně navrženými ventilovými pružinami však uzavírají před nebo za úvrati. Následky pozdního uzavírání výtlačného ventilu jsou zřejmé z indikátorového diagramu na obr.33, kde expanze začíná v bodě H. Analogicky při uzavření sacích ventilů až za přední úvrati (obr. 34), začíná komprese v bodě R. Tyto jevy podstatně zvyšují velikost netěsností pracovního prostoru válce. Netěsnosti pracovního prostoru pak způsobují nežádoucí proudění plynu, které je také příčinou nedokonalého využití tohoto prostoru. Velikost a rozdělení netěsností na jednotlivých stupních závisí na uspořádání kompresoru. Zjednodušeně je proudění plynu pracovním prostorem vysvětlováno v kap. 2, nyní detailněji na obr. 35 a také pomocí diagramu proudů na obr.36. I když k popisu jednotlivých toků je vhodnější sledovat hmotnostní průtok, jehož velikost se stlačováním nemění, je s ohledem na dosavadní zvyklosti popisován průtok objemový po přepočtu na stav v sání. Pro všechny dále znázorňované objemové průtoky platí:

nIρ

mV&& = [m3.s-1] (36)

Tím je pro názornost eliminován vliv stavových změn na objem plynu v kompresoru, vliv komprese na změnu velikosti objemového proudu. Během sání je pracovní prostor plněn dvěma proudy. Sacím hrdlem píst nasává objemový průtok nV& . V důsledku vnitřních netěsností (například netěsností výtlačného

ventilu) se do pracovního prostoru současně vrací již jednou vytlačené množství cV& . Tento neustále cirkulující tok je označován jako vnitřní netěsnost stroje, poněvadž neopustí pracovní prostor kompresoru. Součet proudů nV& a cV& se nazývá plnění pracovního prostoru

sV& . Podrobněji je diagram proudů zpracován u kompresoru TLK 720 (obr. 132). Takto je vysvětleno, že výkonnost kompresoru ovlivňují jen vnitřní netěsnosti vnikající do pracovního prostoru prvního stupně. Obr. 35 Proudění plynu během sacího a Obr. 36 Sankeyův diagram proudů výtlačného zdvihu v pracovním prostoru v pracovním prostoru

Při kompresi a vytlačování je v důsledku vnějších netěsností (na obr.35 je to netěsnost pístů) část nasávaného plynu vytlačována do okolí. Tyto vnější netěsnosti oV& pracovního prostoru se mnohdy označují jako objemové ztráty kompresoru. Do výtlačného hrdla je dopravován jen proud dV& - výkonnost kompresoru.

oV&

nV& cV& cV&

dV&

SÁNÍ VYTLAČOVÁNÍ

SV& SV&

tV&

cV& SÁ

NÍ

VY

TLAČ

OV

ÁN

Í

nV&

dV&

sV&

34

V indikátorovém diagramu se vnitřní ztráty cV& projeví strmější kompresí a delší

expanzí, zvýšení vnějších ztrát oV& je naopak zobrazeno povlovnější kompresí a strmější expanzí. Část energie přiváděné k pohonu skutečného stroje se třením v klikovém mechanismu mění na teplo, které přechází do mazacího oleje a do okolí. Teplo vznikající třením ve válci však přejímá převážně plyn.

3.3 VÝPOČET VÝKONNOSTI PÍSTOVÉHO KOMPRESORU

Při výpočtu výkonnosti se vychází z teoretické výkonnosti tV& , předpokládající úplné naplnění všech zdvihových objemů Vz na prvním stupni .s.nSV It =& [m3.s-1] (37) Výkonnost dV& skutečného kompresoru je menší, závisí na stupni využití zdvihového objemu .λVV td

&& = [-] (38) Do součinitele využití

t

d

VVλ&

&= [-] (39)

jsou zahrnuty ztráty vznikající nedokonalým naplněním pracovního prostoru válců prvního stupně i ztráty netěsností pracovních prostorů. Proto je výraz (39) upravován jako součin dvou činitelů Ns.λλλ = [-] (40) Součinitel plnění Is,λ porovnává plnění sV& pracovního prostoru válce prvního stupně

s teoretickou výkonností tV&

t

ss V

Vλ&

&= [-] (41)

Součinitel netěsnosti Nλ je poměr výkonnosti skutečného stroje dV& a jeho plnění

sV& .

s

dN V

Vλ

&

&= [-] (42)

3.3.1 PLNĚNÍ PRACOVNÍHO PROSTORU VÁLCE

Plněním sV& válce libovolného stupně se rozumí celkový proud plynu do jeho pracovního prostoru během sání, přepočtený na tlak a teplotu plynu v sacím hrdle. Je to součet proudu nV& nasávaného přes sací ventily a cirkulujícího proudu cV& vnikajícího do stroje vnitřními netěstnostmi, na příklad netěsnými výtlačnými ventily (viz. obr.35).

35

Také podle Sankeyova diagramu na obr. 36 platí cns VVV &&& += [-] (43) Množství plynu sm nasávaného za jednu otáčku do válce kompresoru závisí na velikosti užitečného objemu válce Vuž a stavu plynu na konci sacího zdvihu, vyjádřeného jeho hustotou 1ρ 1ρ.Vm užs = Poněvadž pro přepočet na stav v sání platí

nρs

sm

V =

je plnění

n..VV užsnρρ1=& [-] (44)

Užitečný objem válce je ta část zdvihového objemu, která je ve válci k dispozici k jeho naplňování po expanzí plynu 3-B ze škodlivého prostoru V3 z tlaku p3 na tlak p1 = pB. Jelikož na obr. 37 je tato část zřetelně vymezená úsečkou B-1, lze užitečný objem stanovit nejen následujícím výpočtem, ale též přímo z indikátorového diagramu.

Obr. 37 Indikátorový diagram - užitečná část pracovního prostoru

B3zB1už VVVVVV −+=−= [m3] (45)

V

p

VzV3

VužVB

3

1B

4

p n

p 1

36

Je-li n střední exponent polytropické expanze 3-B, platí pro tuto stavovou změnu rovnice

n1n

1

1

3

3

B σpp

VV

=⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛= [-] (46)

Dosazením do vztahu (45) bude:

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛−+= n

1

zuž ε.σε1.VV [m3] (47)

Pak

1

n

n

1n1

t

ss T

T.pp.ε.σε1

VVλ ⎟

⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛−+==

&

& [-] (48)

Takto součinitel plnění vyjadřuje :

- vliv expanze plynu ze škodlivého prostoru expanzním součinitelem

n1

v ε.σε1λ −+= [-] (49) - vliv tlakových změn během sání tlakovým součinitelem

n

1p p

pλ = [-] (50)

- důsledek ohřívání plynu z teploty Tn na teplotu T1 teplotním součinitelem

1

nT T

Tλ = [-] (51)

3.3.2 EXPANZNÍ SOUČINITEL Podle odvozeného vztahu (49) je tento činitel ovlivňován velikostí škodlivého prostoru, hodnotou exponentu expanze a tlakovým poměrem ve válci. Velikost škodlivého prostoru závisí na konstrukci ventilů a umístění ventilových komor. Poněvadž přílišné zmenšování ventilů není vzhledem na zvyšující se hydraulické ztráty vhodné, bývá u dobře navržených kompresorů s ventily uloženými v hlavě válce šε

=5%. Při uložení ventilů na obvodu válce a při vyšších rychlostech pístů bývá šε > 8%. U

strojů se skupinovými ventily se šε zvyšuje na 12 až 15%. Tyto vysoké hodnoty platí také pro

vysokotlaké stupně, kde jen použitím speciálních souosých ventilů lze dosáhnout šε =5 až 7%. Hodnota středního polytropického exponentu n3-4 souvisí s množstvím odvedeného tepla a přivedeného tepla při této změně. Zpravidla bývá n3-4 =1,2 až 1,3. Tlakový poměr ve válci lze odhadnout po změření tlakového poměru stupně σ (viz kap. 3.4). Hodnoty tlaků p3 a p1 odečteme přesněji z indikátorových diagramů. Jsou-li indikátorové diagramy k dispozici, slouží i k přímému odečtu expanzního součinitele. Po zjištění délky úseček, znázorňujících (obr.37) Vuž a Vz, je

37

z

B1

z

užv V

VVVV

λ −== [-] (52)

3.3.3 TLAKOVÝ SOUČINITEL Tlakový součinitel vyjadřuje vliv změny tlaku při proudění mezi sacím hrdlem a válcem, je-li píst na konci sacího zdvihu. Z tohoto hlediska je ovlivňován: - tuhostí ventilových pružin sacího ventilu, - nerovnoměrnou rychlostí pístu, - pulzací tlaku plynu v sacím potrubí. Nedostatečná průtočná plocha ventilů, znamenající zvýšení hydraulických ztrát, je důsledkem snahy konstruktérů snižovat velikost ventilů a jejich škodlivých prostorů. Poněvadž hydraulické ztráty sledují proměnlivou rychlost pístu, bývá u rychloběžných strojů linie sání vydutá. Na zvyšování tlaku plynu ke konci sacího zdvihu se podílí i zpomalování pohybu pístu, poněvadž kinetická energie brzděného sloupce nasávaného plynu se mění na tlakovou energii. U jednostupňových kompresorů nasávajících plyn z okolí bývá

pλ = 0,96 až 0,98 Zvláštní případ nastává, jestliže ráz plynu při otevření sacího ventilu vyvolá v sacím potrubí stojaté vlnění. Pak za určitých podmínek dochází např. u delších sacích potrubí k tzv. dynamickému přeplňování, když tlak plynu na konci komprese stoupne nad tlak v sání a

pλ >1. 3.3.4 TEPLOTNÍ SOUČINITEL V technické praxi se předpokládá závislost teplotního součinitele pouze na tlakovém poměru ve válci, takže

( )σfTTλ

1

nT == [-] (53)

Při použití těchto závislostí je nutno mít na zřeteli, že teplotní součinitel se mění s hustotou stlačovaného plynu, střední pístovou rychlostí i tvarem pracovního prostoru (poměrem s/D). Jelikož se na ohřevu plynu značně podílí píst, jehož teplota bývá vyšší než teplota válce, je odstupňovaný píst (s ohledem na velikost plochy stýkající se s plynem) nevýhodný.

Současně je třeba zvažovat fyzikální vlastnosti plynů. Při stlačování vodíku a jeho směsí, které mají vysoký součinitel tepelné vodivosti, je nutno hodnoty Tλ odečtené z grafu, snížit. Naopak u víceatomových plynů s nízkým exponentem κ , kde jsou teploty na konci komprese poměrně nízké, je nutno Tλ zvýšit. Z konstrukčního hlediska je součinitel Tλ nejpříznivější u strojů s dokonalým chlazením válců, u nichž je vyřešeno i chlazení přepážky mezi komorami sacího a výtlačného ventilu, čímž je omezeno ohřívání nasávaného plynu od horké komory výtlačného ventilu. Na obr.38 je závislost Tλ = f(σ )

podle (L5). Levá křivka platí pro velké, pravá pro malé kompresory.

1 0,95 0,90 0,856

5

4

3

2

1

λT

σ

Obr. 38. Závislost Tλ = f(σ ) podle Frölicha

38

Diagramu se využívá nejen k odečtení teplotního součinitele Tλ , ale také k výpočtu teploty T1 na konci sacího zdvihu pomocí vzorce (53), po změření teploty Tn v sacím potrubí.

3.3.5 NETĚSNOST PRACOVNÍHO PROSTORU VÁLCE Netěsnost pracovních prostorů válců pístového kompresoru je vyvolána nedokonalou funkcí ventilů, ucpávek a pístních kroužků, které umožňují vznik vnitřních a vnějších ztrát. Tyto ztráty vyjadřuje součinitel netěsnosti λ

N podle rovnice (42).

Poněvadž ztráty netěsnosti ( oV& + cV& ) jsou způsobeny netěsností ventilů vV&

ucpávek uV& a pístů pV& (těch, které umožňují vznik cirkulačních proudů do prvního stupně a únik stlačováného plynu do okolí), platí současně ( )puvsd VVVVV &&&&& ++−= [m3.s-1] (54) Pak součinitel netěsnosti

s,I

puvn V

VVVλ

&&& ++−= 1 [-] (55)

Nazveme-li

Is

vv V

V

,

&=ν [-] (56)

poměrnou netěsností ventilů,

Is

uu V

V

,

&=ν [-] (57)

poměrnou netěsností ucpávek a

Is

pp V

V

,

&=ν [-] (58)

poměrnou netěsností pístů, bude ( )puvN ν+ν+ν−=λ 1 [-] (59) K odhadu poměrných netěsnosti lze použít doporučení Frenkela [L16], který navrhuje tyto empiricko - statistické vztahy : poměrná netěsnost ventilů vν = 0,01 až 0,04

poměrná netěsnost ucpávek podle stupně kompresoru z uν = (0,005 až 0,001).z

poměrná netěsnost pístů jednočinných pν = 0,01 až 0,05,

dvojčinných pν = 0,003 až 0,015.

Podrobněji je o těchto veličinách pojednáno v literatuře [L7]. Zde byl také odvozen vztah :

39

s.n

r.T.σK nII′= [-] (60)

označený jako "Faktor hlavních parametrů" kompresorů. Jedná se o bezrozměrné kritérium vyjadřující vliv konstrukce stroje (součin s.n), vliv fyzikálních vlastností nasávaného plynu (součin r.Tn,I) a jeho stlačení na prvním stupni ( Iσ′ ) na poměrnou netěsnost pístů, ventilů a ucpávek. Číselná hodnota faktoru K se pohybuje v širokých mezích od 100 do 5000, přičemž příznivější jsou hodnoty nižší. Vysoké hodnoty součinitele netěsnosti K mají kompresory dopravující lehké plyny, stroje malé, stroje s nízkými otáčkami a stroje s vysokým tlakovým poměrem na prvním stupni. Nejpříznivější (tj. nejnižší) hodnoty mají velké rychloběžné kompresory, stlačující těžké plyny. Nemalý význam má faktor K při rozhodování, zda je hospodárné použít daného kompresoru bez jakýchkoliv úprav při stlačování jiného plynu. Velikost poměrné netěsnosti v pracovním prostoru se v takovém případě mění pouze následkem změny plynové konstanty r. Jestliže se vzduchový kompresor použije ke stlačování vodíku, zvýší se netěsnosti pracovního prostoru 832874124 ,= krát. Do netěsnosti kompresoru se však promítají také netěsnosti spojovacího potrubí, chladičů a pojistných ventilů stroje. Výsledná netěsnost pracovních prostorů závisí i na uspořádání kompresoru. Tak například netěsnosti dvojčinných deskových pístů jsou mnohem menší než u pístů jednočinných nebo odstupňovaných. Z tohoto hlediska jsou proto nejvýhodnější konstrukce s několikrát zalomenou hřídelí, kde je v každém válci s dvojčinným pístem jen jeden stupeň.

3.4 PŘÍKON PÍSTOVÉHO KOMPRESORU Je-li mechanická energie (vnitřní práce) potřebná k uskutečnění jednoho oběhu Ai, podle definice (22) platí, že příkon Pi, přiváděný na píst kompresoru je Pi = Ai . n Poněvadž vnitřní práce Ai je úměrná ploše indikátorového diagramu, označuje se jako práce indikovaná a odpovídající příkon Pi se nazývá příkon indikovaný. Práce Asp přiváděná na spojku kompresoru je o energii zmařenou Azm třením v klikovém mechanismu vyšší než práce indikovaná Ai

Asp = Ai + Azm, [J] (61) takže celkový příkon přiváděný na spojku kompresoru Psp = Asp . n [W] (62) Poměr indikovaných a celkových prací nebo příkonů je mechanická účinnost

sp

i

sp

im P

PAAη == [-] (63)

Velikost mechanické účinnosti mη závisí na typu, uspořádání a kvalitě provedení, montáži, obsluze i mazání kompresoru. Při plném zatížení stroje bývá,

- u středních a velkých stojatých kompresorů s křižákem mη = 0,90 až 0,95

40

- u ležatých několikastupňových stropů s křižákem mη = 0,88 až 0,93

- u kompresorů bez křižáku mη = 0,8 až 0,85 K výpočtu celkového příkonu podle rovnice

( )

m

i

m

isp η

ΣAηPP == [W] (64)

je kromě mechanické účinnosti mη nutná znalost indikované práce ( iAΣ ) všech stupňů. 3.4.1 INDIKOVANÁ PRÁCE U instalovaných kompresorů můžeme indikovanou práci vyhodnotit z indikátorových diagramů.

Je-li Si plocha a xp-V měřítko práce v p-V diagramu, je indikovaná práce z stupňového kompresoru

∑ −=z

1Vpii .xSA [J] (65)

Měřítko práce se stanoví jako součin měřítka objemů xV (m

3.mm-1) a měřítka tlaků xp (Pa.mm-1)

xp-V = xp .xV [J.mm-2]

Nejsou-li indikátorové diagramy k dispozici (např. u nově konstruovaných strojů), je možno Ai vypočítat ze vztahu pro polytropickou práci použitím vhodných korekčních součinitelů.

Protože polytropický děj není jednoznačně definován jako např. děj izotermický nebo izoentropický, exponent polytropy je u různých kompresorů různý a navíc se mění i během stlačování (viz např. obr.32), musíme při výpočtu zavést určité zjednodušující předpoklady:

1. Proměnlivý polytropický exponent komprese n1-2 nahrazujeme konstantním ekvivalentním polytropickým exponentem nek (obr.39), tak, aby indikována práce při skutečné kompresi 1-F-2 i při náhradní kompresi 1-2´ byla stejná (plocha 1s-1-F-2-D-Ds-1s se rovná ploše 1s-1-2´ -D-Ds-1s).

2. Dále předpokládáme, že polytropický exponent při kompresi i expanzi je stejný a teplota při vytlačování se nemění. Pak se práce vynaložená na stlačování plynu do škodlivého prostoru vrací zpět na píst stroje.

3. Tlak během sání a vytlačování zůstává stejně jako u ideálního kompresoru konstantní. Při respektování těchto předpokladů můžeme z polytropické práce apol vypočítat žádanou práci indikovanou Ai a pak také pomoci (22) indikovaný příkon Pi. Pro stlačení m´

s (kg) plynu platí vztah polsi .amA = [J] (66)

sDs 1s Fs

D 1

F

nstř

nek

2

2´ T

Obr. 39 Polytropická komprese a její ekvivalentní polytropický exponent

41

To znamená, že indikovaná práce závisí na množství a teplotě nasávaného plynu. S rostoucí teplotou nasávaného plynu klesá hmotnost plynu v pracovním prostoru, ale celková práce zůstává konstantní, poněvadž současně roste měrná polytropická práce apol. 3.4.2 ÚČINNOSTI PÍSTOVÝCH KOMPRESORŮ Izotermická účinnost již byla pomoci ideálního příkonu definována v kap. 1.3 vztahem (13)

sp

itd

sp

itspit, P

.amPPη

&==

Rozdíl mezi příkonem celkovým Psp a izotermickým Pit vzniká mařením části mechanické energie přiváděné k pohonu kompresoru. K tomu dochází nežádoucí přeměnou (transformací) mechanické energie převážně na energii tepelnou: a) ohříváním plynu v pracovním prostoru válce kompresoru při kompresi, b) třením při proudění plynu (hydraulické ztráty), c) ohříváním plynu během sání, d) rozdílem polytropických exponentů komprese a expanze plynu ze škodlivého prostoru, e) netěsností pracovního prostoru ve válci, f) třením v klikovém mechanismu (mechanické ztráty). K vyčlenění mechanických ztrát a ztrát netěsností je výraz (13) upravován dosazením za Psp z rovnice (63)

i

itmit.sp P

P.ηη = [-] (67)

a dále dosazením za ideální a indikovaný příkon it.imit.sp .ηηη = [-] (68)

Poměr izotermického a indikovaného příkonu se nazývá izotermická účinnost indikovaná iit,η . Poměr

pol

itiit, a

aη = [-] (69)

je účinnost komprese, vztažená na 1 kg stlačovaného plynu. Celková izotermická účinnost jednotlivých kompresorů (tab.3) závisí na fyzikálních vlastnostech dopravovaného plynu, na otáčkách, střední pístové rychlosti a fyzickém opotřebení kompresoru.

Obr. 40 Závislost izotermické účinnosti indikované na tlakovém poměru σ u jednostupňového kompresoru

σc

a

b

0,5

1

η iti

ηiti

42

Závislost indikované izotermické účinnosti iit,η na tlakovém poměru cσ má výrazné maximum, určují optimální tlakový poměr, který je asi optσ = 3 - (70) Se vzrůstajícím tlakovým poměrem účinnost kompresoru klesá, poněvadž ztráty ohříváním plynu i netěsností pracovního prostoru rostou (svisle šrafovaná plocha a na obr. 40). U nižších tlakových poměrů převažuje vliv hydraulických ztrát (vodorovně šrafované pole b), jejich relativní hodnota vzrůstá s poklesem tlakového poměru. Klesne-li cσ (např. při

odlehčení stroje) na cσ = 1, bude izotermická účinnost kompresoru rovná nule.

Na obr. 41 je průběh účinnosti iit,η u vícestupňových strojů. I zde existuje optimální tlakový poměr, který je závislý na počtu stupňů z podle přibližného vztahu z

opt 3σ = [-] (71)

Obr. 41 Závislost iit ,η = f( cσ ) u vícestupňových kompresorů

S počtem stupňů vzrůstá celkové netěsnost stroje a maximální hodnota iit,η klesá. Diagram na obr. 41 se využívá i k volbě optimálního počtu stupňů z. K předběžnému odhadu účinností můžeme využít hodnoty uvedené v tab.3. Po dosazení do rovnice (13) poslouží tento údaj ke stanovení očekávaného příkonu navrhovaného kompresoru.

3.5 NĚKOLIKASTUPŇOVÉ STLAČOVÁNÍ Se stoupajícím tlakovým poměrem klesá účinnost kompresorů, jeho součinitel plnění

sλ i součinitel netěsnosti Nλ a zvyšuje se teplota plynu na konci komprese. Proto se celkový tlakový poměr

n,Ipd

cpσ = [-] (72)

dělí na několik stupňů. Po stlačení v prvním stupni se plyn zavede do mezistupňového chladiče a po ochlazení proudí do pracovního prostoru válce vyššího stupně. Na obr.42 jsou stupně označeny římskými číslicemi.

I II III IV V VI

1 2 3 5 10 20 30 50 100 200 300 500 1000

1

0,5

0

σc

ηiti

43

obr. 42 Schéma dvoustupňového kompresoru

Obr. 43 Průběh dvoustupňové komprese Obr. 44 Indikátorové diagramy plynu v T-s diagramu dvoustupňového kompresoru

Stav plynu pn,I, Tn,I v sání prvého stupně se postupně mění na p1,I,T1,I na konci sání v prvém stupni a p2,I, T2,I na konci komprese v prvém stupni, což lze sledovat v T-s diagramu na obr. 43 i p-V diagramu na obr. 44. Ochlazováním v mezistupňovém chladiči klesá teplota plynu na Tn,II a tlakovými ztrátami se zmenší tlak plynu na pn,II v sání druhého stupně. Teploty ve druhém stupni (Tn,II, T1,II, T2,II) bývají vyšší. Příčinou jsou omezené rozměry chladicích ploch a teplota chladicí vody, která je mnohdy vyšší než teplota plynu v sání prvního stupně. Za kompresorem (po průchodu dochlazovačem) má plyn tlak pd a teplotu Td. Pro poměr tlaku je u kompresoru zaveden název tlakový poměr s označenímσ .

Budeme rozlišovat:

a) vnitřní tlakový poměr stupně (tlakový poměr ve válci) jako poměr výtlačného a sacího tlaku v jednom stupni

z1,z

3,z

I1,

I3, σpp

.......pp

σ ==== [-] (73)

I. stupeň

II. stupeň

TdI TdII

TnI

TnII

pnI

pnIIPdI

PdII

pd

Td nV&

dV&

TnI

TnII

Td

T2I

T2II

T

pd

pnII

p2II

p1II

p1IpnI

p2I

NII

D

1INI

2I

2II

1II

s

4I

4II

3I 2I

1II

1I

V

3II 2II

p nII

p nI

p d

p

44

b) vnější tlakový poměr stupně (tlakový poměr stupně)

( )z

n,z

1zn,

In,

IIn, σp

p.......

pp

σ ′====′ + [-] (74)

jako poměr tlaků v sání dvou následujících stupňů.

Vnitřní tlakový poměr je větší než vnější, protože výtlačný tlak nižšího stupně musí být vyšší o tlakové ztráty v potrubí a mezistupňovém chladiči než sací tlak následného stupně. Podle literatury bývá

σ = (1,08 až 1,12) . σ′

c) celkový tlakový poměr (72) jako poměr tlaku pd plynu za strojem a tlaku pn,I plynu v sacím hrdle prvního stupně, je rozdělen na jednotlivé stupně tak, aby výsledná technická práce byla minimální

zcz

In,

dc σ

ppσ ==′ [-] (75)

V praxi se tlakový poměr σ ′ upravuje s ohledem na vyvážení výsledné síly působící na píst. Platí zásada, že síly na píst v obou úvratích (pokud to uspořádané stroje dovolí) musí být stejné, což je příznivé pro pohon a dosažení lehké konstrukce. Poněvadž v mezistupňovém chladiči se nepodaří plyn ochladit na původní teplotu nasávaného plynu, připouští se na prvním stupni tlakový poměr o něco vyšší. U vysokotlakých kompresorů a v oblastech, kde již stavová rovnice ideálního plynu neplatí, je třeba při určování tlakových poměrů respektovat chování reálného plynu. K rozdělení do jednotlivých stupňů je využíván entropický diagram (obr. 45) stlačovaného plynu. Na izotermě TnI se vyznačí celková změna entropie mezi tlaky pnI a pd, kterou pak rozdělíme na tolik stejných úseků, kolik je stupňů kompresoru. Body na izotermě udávají stavy v sání jednotlivých stupňů.

Obr.45 Rozdělení cσ pomoci T-s diagramu

K optimální volbě počtu stupňů byl sestrojen graf (obr. 46), respektující požadavek, aby součet nákladů provozních a investičních byl co nejmenší. U velkých kompresorů s dlouhodobým provozem jsou rozhodující náklady na energií, u malých strojů s krátkodobým využitím převažují náklady investiční. Křivkou -a- je v grafu vyznačen nejmenší počet stupňů s ještě přípustnými kompresními teplotami, účinnosti jsou však nízké. Malý počet stupňů se vyznačuje jednoduchou konstrukci a nízkými investičními náklady. Křivkou -b- je omezen maximální, ještě ekonomický počet stupňů. Účinnosti i investiční náklady jsou vyšší.

Δscelk.

pnVI pnV pnIV pnIII pnII

pnI

TnI

pd T

s

45

3.6 ZVLÁŠTNOSTI PÍSTOVÝCH VÝVĚV Pístové kompresory sloužící k odsávání plynu z prostoru, v němž je udržován tlak nižší než barometrický, se nazývají vývěvy. I když výtlačný tlak není zpravidla mnohem vyšší než tlak okolí, pracují vývěvy s vysokým tlakovým poměrem. Poklesne-li tlak v sání na 10 kPa, je cσ > 10. To ovšem znamená, že u vývěv je celkový tlakový poměr a tím také nejnižší tlak v sání pn omezen velikostí škodlivého prostoru. U vývěv běžné konstrukce se škodlivým prostorem šε = 5% je pn,min = 5 kPa. Při dosažení

tohoto tlaku je však součinitel λ i výkonnost vývěvy dV& = 0. Pracovní hodnoty tlaků v odsávaném prostoru nebývají proto nižší než 40 kPa. Pro dosažení nižších tlaků se používají pístové vývěvy vícestupňové nebo dvoučinné, s vyrovnáváním tlaku při expanzi. K tomuto slouží přepouštěcí kanálek vyfrézovaný ve stěně válce (obr. 47). Na obr. 48 je indikátorový diagram v běžném provedení (čárkovaná linie) a vývěvy s přepouštěcím kanálkem (plná linie).

Obr. 47 Přepouštěcí kanálek ve stěně Obr. 48 Indikátorový diagram vývěvy válce pístové vývěvy

Vz V

p

2 2,5 3 4 5 6 7 8 9 10σI

1000

400 300 200

100

60 40 30 20

10

6 4 3 2

0

σc 6°

5°

4°

3°

1°

2°

ab

Obr. 46 Optimální počet stupňů v závislosti na cσ

46

Převedením plynu ze škodlivého prostoru na druhou stranu pístu se zvýší expanzní součinitel (viz. p-V diagram na obr. 48), takže při šε = 5% klesne pn,min na 0,22 kPa. Velmi nízkých provozních tlaků pn = 0,5 až 0,1 kPa lze dosáhnout vývěvou s nuceným šoupátkovým rozvodem, zajišťujícím dokonalé vyvedení plynu ze škodlivého prostoru. 3.6.1 VÝPOČET HLAVNÍCH PARAMETRŮ VÝVĚV Příkon vývěvy

se mění s tlakovým poměrem v závislosti na polytropické práci. Práce potřebná pro kompresi 1 m3 plynu

⎥⎥⎥

⎦

⎤

⎢⎢⎢

⎣

⎡

⎟⎟⎟

⎠

⎞

⎜⎜⎜

⎝

⎛−

−=

−

1pp..p

1nnA

n1n

1

21pol [J]

bude nulová ve dvou případech

- na počátku odsávání, kdy cσ = 1 - při dosažení vakua (p1=0).

To znamená, že po spuštění stroje vzrůstá příkon v závislosti na p1 od 0 do maxima a pak opět klesá (viz. diagram na obr. 49).

Obr. 49 Závislost Apol = f(p1) při zajíždění vývěvy Maximální práci vyřešíme rovnicí

0=∂∂

1pA

Odtud tlakový poměr odpovídající maximální práci

1nn

1

2maxA, n

ppσ −== [-] (76)

U dvouatomového plynu je práce vývěvy maximální při tlakovém poměru cσ = 3,3. Pro tento tlakový poměr je nutno navrhovat výkon pohonu. Výkonnost pístové vývěvy

potřebná k dosažení žádaného tlaku pn v evakuovaném prostoru O (viz. obr.50) v daném intervalu τ je odvozována za předpokladu, že se během odsávání jedná o děj izotermický.

0 20 40 60 80 100p1 [kPa]

Apo

l [J

]

47

Obr. 50 Schéma zapojení pístové vývěvy na odsávaný prostor

Jestliže vývěva odsaje v intervalu τΔ z recipientu hmotnost τΔ= .Vρ.Δm d

&

dojde v recipientu k poklesu hustoty

OΔm

TrΔpΔρ ==.

srovnáním obou vztahů pak

pΔpO..ΔVd =τ& a po integraci je

1

2

pp.OVd ln

τ=& [m3 .s-1] (77)

Doba odsávání nutná k dosažení žádaného podtlaku je vyhodnocována z

téže rovnice. K výpočtu hlavních rozměrů pístové vývěvy stále platí vztah (38).

O

dV&

48

4. REGULACE PÍSTOVÝCH KOMPRESORŮ Regulačními zásahy je výkonnost kompresorů přizpůsobována množství odebíranému technologickým procesem, tak aby nedocházelo k nepřípustnému kolísání tlaku ve výtlačném potrubí. To je sice jištěno pojišťovacími ventily na všech stupních, ale nežádoucí odfukování do okolí znamená ztráty energie a při vadné funkci pojišťovacích ventilů hrozí nebezpečné stoupnutí tlaku. Podle přizpůsobivosti stroje požadavkům spotřebiče je regulace plynulá, stupňovitá nebo dvoupolohová. Hospodárnost jednotlivých regulačních zásahu je dána změnou provozního režimu celého soustrojí, kompresoru i motoru. Nelze proto z tohoto hlediska hodnotit jen změny v ekonomií samotného kompresoru. Výkonnost kompresoru je vyjádřena již známým vztahem NTvp .λ.λ.λ.λ.nVV zd =& [m3.s-1]

a její regulace je možná změnou všech veličin, vyjma teplotního součinitele Tλ .

4.1 REGULACE ZMĚNOU OTÁČEK Plynulá regulace změnou otáček je nejhospodárnější a z hlediska konstrukčních úprav pístového kompresoru nejjednodušší. K zajištění předepsané nerovnoměrnosti chodu stroje postačí zvýšení hmotnosti setrvačníku, který musí být dimenzován na nejnižší otáčky. Výkonnost i příkon odpovídá regulovaným otáčkám. Hydraulické ztráty při snížených otáčkách rychle klesají, netěsnosti pracovního prostoru však rostou. Změna účinnosti motoru odpovídá poklesu jeho zatížení. Velké pomaluběžné kompresory této regulace nevyužívají. Rozsah regulace je omezován použitým pohonem. Pro výraznou změnu otáček (až na 60 %) lze k pohonu středně velkých i malých, zpravidla mobilních kompresorů použít naftové motory. Parní motory se již v technické praxi téměř nevyskytují. Regulované elektromotory jsou dosud drahé, takže u kompresorů poháněných elektromotorem se využívá ke změně otáček převážně jen regulace dvoupolohová, zastavováním a spouštěním. Pro nutné snížení četnosti regulačních zásahů se vyžaduje nezbytná akumulační schopnost spotřebiče, kterou můžeme ovlivnit velikostí větrníku (zásobníku) za kompresorem. V posledním desetiletí díky frekvenčním měničům a novým typům usměrňovačů pro stejnosměrné motory je tento způsob použitelný u malých rychloběžných kompresorů, pro velký rozsah změny otáček v rozmezí např. 700 až 2000 min-1. Poněvadž se však zpravidla nejedná o kompresory s dlouhodobým provozem je tento způsob zbytečně nákladný. Nejčastěji se nyní s touto regulací setkáváme u šroubových kompresorů.

4.2 REGULACE ZMĚNOU ŠKODLIVÉHO PROSTORU Tato regulace spočívá ve zvětšování škodlivého prostoru přiřazením reduktoru. Na obr.51 je přídavný škodlivý prostor s plynulou změnou objemu. U moderních strojů se používá stupňovitá regulace postupným připojováním menších, hydraulicky ovládaných reduktorů s konstantním objemem. Regulačním zásahem se prodlužuje expanze do pracovního prostoru (p - V diagram na obr. 52) a současně se snižuje expanzní součinitel

vλ . Poněvadž energie potřebná na vtláčení plynu do škodlivého prostoru se z převážné části vrací při expanzi zpět na píst, je to regulace energeticky výhodná.

49

Obr. 51 Reduktor s plynule měnitelným objemem

Obr. 52 Indikátorový diagram při regulaci změnou škodlivého prostoru

4.3 REGULACE ŠKRCENÍM Regulace škrcením vede ke snížení tlaku p1 plynu v pracovním prostoru na konci sacího zdvihu. Vliv tohoto regulačního zásahu na výkonnost kompresoru (p - V diagram na obr. 53) signalizuje změna tlakového součinitele pλ a v důsledku zvyšování vnitřního

tlakového poměru též změna expanzního součinitele vλ . Z ekonomického hlediska je to regulace sice jednoduchá, ale nehospodárná, proto se používá jen u malých agregátů. Zvláštním případem této regulace (obr. 54) je vyřazení kompresoru z činnosti úplným uzavřením sacího hrdla. Obr. 53 Indikátorový diagram po škrcení Obr. 54 Indikátorový diagram po v sání uzavření sání

V

p

V

p

V

p

50

4.4 REGULACE PŘEPOUŠTĚNÍM Regulace přepouštěním vzduchu do okolí u vzduchových kompresorů nebo obtokem (obr. 55) zpět do sání (u plynových kompresorů) se vzhledem na ztráty energie používá jen malých jednotek v krátkodobém provozu.

Obr. 55 Schéma regulace obtokem

4.5 REGULACE ODTLAČOVÁNÍM SACÍCH VENTILŮ Po odtlačení ventilové desky sacího ventilu zvláštním zařízením na počátku komprese část plynu proudí zpět do sání (obr. 56). Doba odtlačení ventilu může být měnitelná, takže regulace je plynulá. Při trvalém odtlačení (obr. 57) běží kompresor naprázdno. Pomocí tohoto zásahu můžeme u víceválcových kompresorů dosáhnout stupňovité regulace postupným vyřazováním jednotlivých válců z provozu. Tím dochází ke změně zdvihového objemu kompresoru Vz Obr. 56 Průběh tlakových změn během plynulého odtlačování sacích ventilů Obr. 57 Indikátorový diagram dvoupolohové regulace

- po trvalém odtlačení sacího ventilu - viz šrafovaná plocha.

V

p

V

p

51

4.6 REGULACE ODTLAČOVÁNÍM VÝTLAČNÝCH VENTILŮ Odtlačováním desky výtlačného ventilu na počátku sacího zdvihu se válec plní již jednou zkomprimovaným plynem. U vícestupňových kompresorů můžeme do jistých mezí regulovat jen první stupeň. Poněvadž současně se snižováním výkonnosti klesá i tlakový poměr na prvním stupni, přetěžují se neregulované stupně a je nutný regulační zásah na všech stupních, zpravidla kombinaci dříve uvedených způsobů. Na obr. 58 je ekonomické zhodnocení používaných regulačních zásahů.

a – start-stop b – změnou otáček c – změnou škodlivého prostoru d – ovládáním sacích ventilů e - škrcením f - přepouštěním

Obr. 58 Závislost spotřeby energie při regulaci

5. ROTAČNÍ KOMPRESORY U těchto objemových kompresorů je pracovní pohyb pístu otáčivý, takže nemají součásti s nevyváženým vratným pohybem. Tímto jsou vytvořeny předpoklady pro zvýšení otáček, přímé spojení s pohonem, podstatné snížení hmotnosti, hlavních rozměrů a zejména pořizovacích nákladů. Rovněž uložení na jednoduché, lehké základy je nenáročné a stroje lze instalovat přímo ke spotřebiči do porubů i do vyšších pater provozních budov. Rotační kompresory se stavějí jako jednostupňové, s celkovým tlakovým poměrem cσ = 3 - 4, dvoustupňové s tlakovým poměrem cσ = 8 - 10 nebo třístupňové. Poněvadž nemají ventilové rozvody, probíhá stlačování u těchto objemových kompresorů s konstantním, tak zvaným „vestavěným tlakovým poměrem“. Nepřizpůsobují se automaticky protitlaku v síti, jak je tomu u pístových kompresorů. Velikost vestavěného tlakového poměru závisí na geometrickém tvaru výtlačného otvoru z pracovního prostoru. Další nevýhodou jsou až na výjimky nižší dosahované účinnosti a hluk o vysoké frekvenci. Podle vyhotovení rozlišujeme rotační kompresory a vývěvy na: - křídlové, - vodokružné, - zubové dvourotorové, - šroubové.

5.1 KŘÍDLOVÉ KOMPRESORY Křídlové kompresory jsou jednorotorové stroje. Jejich hlavní části i princip práce můžeme sledovat na obr. 59. V pracovním prostoru 1 křídlového kompresoru je excentricky uložen rotor 2 s radiálně vyfrézovanými drážkami. V drážkách uložené lamely (křídla) jsou při rotaci přitlačovány odstředivou silou ke stěnám válce. Tím je pracovní prostor rozdělen na několik komůrek, jejichž objem Vk se při rotaci mění. Nejprve, po spojení pracovní komůrky se sacím hrdlem, dochází k nasávání zvětšováním objemu a pak ke kompresi zmenšováním objemu komůrky. Přeběhne-li lamela

0 20% 40% 60% 80% 100%

dV&

100%

80%

60%

40%

20%

0

f

e

d c

b

a

PSP

52

hranu výtlačného otvoru A, je komprese v pracovním prostoru ukončena a stlačený plyn proudí do výtlačného hrdla. Velikost dosahovaného tlakového poměru při kompresi závisí jen na poloze této hrany a při libovolném tlaku ve výtlačném potrubí zůstává konstantní. Proto je dále označován jako vestavěný nebo též vnitřní tlakový poměrπ . Expanze ze škodlivého prostoru je strmá, poněvadž škodlivý prostor je malý.

Obr. 59 Schéma křídlového kompresoru a jeho tlakový diagram

Tlakový diagram na obr. 59 je vynášen jako závislost tlaku v pracovní komůrce na její poloze, promítnuté do roviny procházející vertikální osou stroje.

Neodpovídá-li vnitřní tlakový poměr 1

2

p

p=π tlaku p

d ve výtlačném potrubí, dochází buď k

rázové kompresi 2 - 2D a nebo k rázové expanzi 2 - 2D, je-li pd < p2 , což je doprovázeno pulzacemi a ztrátami energie. Obr. 60 Rázová komprese v pracovním Obr. 61 Rázová expanze v pracovním prostoru kompresoru s prostoru vestavěným tlakovým poměrem

Nejprve je na obr. 60 popisován případ, kdy je protitlak pd vyšší než p

2.

Po spojení pracovního prostoru s výtlačným hrdlem dochází k rázové, okamžité kompresi po vniknutí již vytlačeného plynu zpět do pracovního prostoru. Tento děj 2 – 2D bude nadále označován jako vnější komprese. Setkáváme se s ním také u Rootsových dmychadel, které pracují zcela bez komprese vnitřní. Během následného vytlačování 2D – 3D je znovu z pracovního prostoru vypuzen i zpětný průtok. Cirkulující objem je vyznačen šrafováním. Touto plochou je také znázorněn nárůst technické práce. Rázovou expanzi (viz. změnu 2 - 2D na obr 61) je kompresor zatížen po poklesu protitlaku pod hodnotu tlaku p

2. I zde je vyšrafovaná plocha úměrná vícepráci proti strojům s

ventilovým rozvodem.

dV&nV&

AB

p [Pa]

φ

1

2

VA

Vk

4 3

2

1

VVVVVV

σ > π σ > π

π = 3

p2

pd 2D

2

3D

3

4

p

1

V

pd

p2 2

2D

p

3

4π = 3

σ < π 1

53

Změna indikované práce Ai (vyšrafované plochy) není v běžných podmínkách velká, avšak vznikající pulzace ohrožují životnost lamel. Pracují-li křídlové kompresory jako vývěvy, je rozdíl příkonů mezi zajížděním a provozem značný. V obou případech zůstává vnitřní (vestavěný) tlakový poměr konstantní, takže práce potřebná ke kompresi se mění jen s tlakem p

1. Krajní případy jsou v tlakovém diagramu na obr. 62 vyšrafovány.

Obr. 62 Indikátorové diagramy vývěvy pracující s vestavěným tlakovým poměrem Výkonnost křídlových kompresorů je vyjádřena opět výrazem (38), součinitel využití pracovního prostoru se pohybuje v mezích λ = 70 až 90 %. Teoretická výkonnost .nVV pt =& [m3.s-1] (78)

Objem Vp pracovního prostoru závisí na počtu z a maximální velikosti objemu Vk

pracovních komůrek na konci sání: Vp = Vk . z = Sk . L. z [m3] (79)

Obr. 63 Čelní plocha Sk pracovní komůrky jako část mezikruží

Přibližná metoda výpočtu čelní plochy Sk komůrky vychází z předpokladu, že je z-tou

částí mezikruží, jehož střed leží v ose válce O. Pak podle obr. 63 platí:

( ) ( )[ ]z

.eR.eR.SK122 −−+= ππ [m2] (80)

Po odečtení čelní plochy křídel (s = šířka křídla, 2e = výška komůrky) platí:

Provoz

Zajíždění

V

p

p 1

p b

p 2

0

Sk

e 2e

R

R-e

R+e

54

⎟⎠⎞

⎜⎝⎛ −= s

zReSK .π... 22 [m2] (81)

Poměr mezi délkou válce a jeho průměrem bývá DL

= 1,5 - 2,5

U dmychadel s větším počtem lamel než 12 je v důsledku zjednodušení výpočtová chyba menší než 1% Vnitřní (vestavěný) tlakový poměr

n

A

k

VV

pp

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛==

1

2π [-] (82)

křídlových dmychadel závisí na velikosti objemu VA pracovní komůrky v okamžiku,

kdy pootočením o úhel ϕ dojde k jejímu spojení s výtlačným hrdlem Tak například pro úhel natočení ϕ = 90° a n = k je π = 2,64.

Konstrukce jednoduchého vzduchem chlazeného stroje je na obr. 64. Dvoustupňové kompresory mají oba stupně v jedné ose za sebou se stejným průměrem válců. Délka druhého stupně je zkrácena podle vnitřního tlakového poměru na prvním stupni. Počet křídel bývá od 2 do 30. S rostoucím počtem křídel vzrůstá tření i opotřebení kompresoru, ale současně se zvyšuje i využití pracovního prostoru snižováním vnitřních netěsností, poněvadž rozdíl tlaků mezi dvěma komůrkami klesá. Střední obvodové rychlosti křídel jsou 12 až 13 m.s-1, výjimečně až 16 m.s-1. Otáčky se volí podle velikosti stroje v rozmezí 415 až 1 450 za minutu. U strojů s vysokými otáčkami se odstředivá síla křídel zachycuje dvěma bronzovými prstenci s vnitřním průměrem nepatrně menším, než je vnitřní průměr válce. Prstence uložené v drážkách statoru se otáčejí současně s rotorem a jejich kluzné plochy jsou mazány olejem. Tím se sníží ztráty třením, opotřebení válce i křídel. V hornictví se křídlové kompresory používají jako pojízdné kompresorové soupravy v místech vzdálených od tlakovzdušné sítě i jako dotlačovací kompresory. Dále pracují jako vývěvy při degazaci dolů, poněvadž snadno dosahují 60% vakua (tj. 40 kPa absolutního tlaku). Současně tlak za vývěvou vyhovuje k dopravě plynu na větší vzdálenosti. Nevýhodou je citlivost těchto vývěv na znečištění odsávaného plynu, což vyžaduje instalaci filtrů v sacím potrubí. Zaolejování plynu, k němuž dochází při průtoku strojem, se odstraňuje pomocí speciálních odlučovačů. Křídlové kompresory se staví s výkonností 20 až 6 000 m3.h-1.

Obr. 64 Křídlový, vzduchem chlazený kompresor

55

5.2 VODOKRUŽNÉ KOMPRESORY Vodokružné kompresory se používají převážně jako vývěvy. Podobně jako u křídlových kompresorů je i zde plyn stlačován změnou objemu pracovních komůrek při otáčení rotoru. Rotor s pevnými lopatkami je ve válci uložen excentricky (obr.65). Pracovní prostor komůrek mezi lopatkami je uzavřen vodním prstencem C, otáčejícím se současně s rotorem. Vstupní (sací) otvor A a výtlačný otvor B jsou umístěny v rozváděcích deskách na čele válce. Podle toho, je-li plyn nasáván a vytlačován jednou stranou rotoru nebo na obou stranách, dělíme vodokružné kompresory na jednostranné nebo oboustranné.

Obr. 65 Schéma vodokružného kompresoru Nesouosé uložení rotoru vůči vodnímu prstenci při otáčení vyvolá radiální pohyb kapaliny v komůrce, připomínající vratný pohyb pístu. Kapalina postupně vniká do pracovního prostoru a následně jej opouští. Proto jsou tyto stroje mnohdy nazývány kompresory s kapalinovým pístem. Nižší účinnost ( itη = 30 - 50 %) je vyvážena provozní spolehlivostí, klidným chodem, dlouhou životností a nenáročnou údržbou. Komprese je téměř izotermická. Prach unášený plynem se během stlačování zachycuje v těsnicí kapalině, proto se část této ohřáté a znečištěné kapaliny odvádí s vytlačovaným plynem a je za kompresorem odlučována v cyklonech. Doplňující kapalina maže a chladí ucpávky a těsní pracovní prostor. Hlavní rozměry i příkon vodokružného kompresoru se stanoví podobně jako u kompresorů lamelových, využití pracovního prostoru lze předpokládat v rozmezí 60 až 70%. Vodokružné kompresory se stavějí pro výkonnosti 10 až 24 000 m3.h-1. Malé, rychloběžné jednotky mají i 50 otáček za sekundu, otáčky velkých strojů bývají n = 4 s-1.

Obr. 66 Dosažitelný tlak v sání vodokružné vývěvy v závislosti na teplotě přídavné vody

Pracuje-li vodokružný kompresor jako vývěva, odpařuje se kapalina v okamžiku poklesu tlaku pod napětí syté páry. Pak jsou pracovní komůrky plněny jen odpařovanou kapalinou. Tímto jevem je dosažitelné vakuum omezeno. O minimálním tlaku v sacím hrdle vývěv v závislosti na teplotě přídavné vody informuje diagram na obr.66. Křivkou A je vyjádřena závislost tlaku syté páry na teplotě. Nejnižší doporučený tlak v sání při trvalém provozu vývěvy bez nebezpečí kavitace v závislosti na teplotě přídavné vody udává křivka C. Kdyby odpařování vody příliš omezovalo dosažení požadovaného vakua, nahrazuje se solankou nebo řídkým olejem. Použitím oleje

B AC

1 2 3 4 10 20 40 100

90

70

50

30

10

p [kPa]

[°C]

A

C

56

se současně výrazně zvyšuje energetická účinnost. Značné znečištění stlačovaného plynu těsnicí kapalinou patří k nevýhodám těchto objemových kompresorů. V důlních provozech jsou vodokružné vývěvy s výkonnosti 50 až 3 500 m3.h-1 instalovány v degazačních stanicích na odsávání uvolňovaného metanu.

Na obr.67 je podélný řez vodokružné vývěvy a na obr.68 je schéma zapojení vodokružné vývěvy s odlučovačem těsnicí kapaliny. Vývěva typu 200-SZO-500 dosahuje výkonnosti 1 750 m3 odsávaného plynu za hodinu při tlaku v sání p

n = 10 kPa. V provozních

podmínkách vytvářených tlakem v sání pn = 30 kPa a výtlačným tlakem p

d = 145 kPa je její

výkonnost dV& =1 000 m3.h-1 a příkon Pel = 75 kW. Spotřeba těsnicí kapaliny je 6 m3.h-1.

Obr. 67 Hlavní části vodokružné vývěvy

Obr. 68 Zapojení vodokružné vývěvy 1-vodokružná vývěva, 2-odlučovač, 3-stavoznak, 4-přívod a odvod kapaliny, 5-zahlcování vývěvy, 6-sací potrubí

5.3 DVOUROTOROVÉ ROTAČNÍ KOMPRESORY Na obr.69 je schéma Rootsova dmychadla se dvěma stejnými rovnoběžně uloženými rotory (písty), otáčejícími se ve společné skříni. Písty jsou spřaženy synchronizačním ozubením, takže nedochází k jejich vzájemnému odvalování. Se zřetelem na optimální využití pracovního prostoru musí být vůle mezi rotory navzájem a mezi rotorem a stěnou válce nepatrné. Tyto stroje pracují s vnější kompresí. Plyn je nasáván do pracovních komůrek mezi rotory a válcem. Po přerušení spojení komůrky se sacím hrdlem je plyn dopravován k výtlaku bez změny objemu. K stlačování i vytlačování plynu dochází až po spojení komůrky s výtlačným hrdlem. Komprese je rázová, takže tlakový diagram má obdélníkový tvar. Pracovní princip omezuje tlakový poměr, který bývá jen výjimečně vyšší než 1,4. Využití pracovního prostoru ( λ = 60 až 90 %) závisí především na tlakovém poměru a na vnitřních

57

netěsnostech. Ke snížení škodlivého vlivu netěsností přispívá velká obvodová rychlost, která se volí 20 až 60 m.s-1, u vývěv i 100 m.s-1.

Obr. 69 Schéma dvourotorového kompresoru

Výkonnosti dvourotorových dmychadel bývají 10 až 60 000 m3.h-1, u vývěv až 100000 m3.h-1. Minimální provozní tlak v sání je 50 kPa, celková izoentropická účinnost

ieη = 0,5 až 0,7.

5.4 ŠROUBOVÉ KOMPRESORY Šroubové kompresory jsou moderní objemové kompresory, slučující v mnohém směru přednosti pístových, rotačních i dynamických kompresorů, takže v současnosti již zaujímají v oboru stlačování plynů dominantní postavení. Konstruktérům těchto strojů se podařilo vyřešit i řadu problémů souvisejících s technologii chemických procesů. Šroubové kompresory stlačují celou škálu plynů od vodíku až k etanu včetně jejich směsí, kde je nutný nástřik chladicí kapaliny do pracovního prostoru. Svou konstrukcí (viz schéma na obr.70 a 71) navazují na dvourotorová Rootsova dmychadla, avšak čelní ozubení rotoru je nahrazeno šroubovými tělesy s velkým stoupáním a nestejným počtem zubů. Pohybující se části jsou dokonale vyváženy.

Obr. 70 Schéma šroubového kompresoru

58

Obr. 71 Sací a výtlačný otvor šroubového kompresoru

Vysoké otáčky a mimořádně malé rozměry vytvářejí předpoklady pro stavbu levných jednotek s minimálními požadavky na konečnou montáž i nenáročnou údržbu. Šroubové kompresory jsou vhodné pro kompresi vlhkých i znečištěných plynů. Teplota v sání může dosahovat i 100 °C. Odpovídající teplota ve výtlačném hrdle neohrožuje bezporuchový provoz stroje. Nevýhodou šroubových kompresorů je neměnný vestavěný tlakový poměr π a značný hluk o vysoké frekvenci.

Šroubové kompresory bývají rozděleny podle: - vyhotovení na bezmazné a mazané, - počtu stupňů na jednostupnové až třístupňové, - zubových profilů rotorů na stroje s ozubením cykloidním, cévovým, nesymetrickým (obr.72a)

a nyní již hojně využívaným profilem sigma (obr.72b).

Obr. 72 Zubový profil nesymetrický a profil sigma

a)

b)

hlavní rotor vedlejší rotor

komůrka hlavního rotoru

komůrka vedlejšího rotoru

59

5.4.1 HLAVNÍ ČÁSTI ŠROUBOVÝCH KOMPRESORŮ Skříň šroubových kompresorů (obr.73) má dva válcové otvory, v nichž se otáčejí rotory. Součásti skříně je sací hrdlo se sacím prostorem a sacím otvorem, který svým tvarem omezuje dobu sání. Podobně jsou ve výtlačném hrdle uspořádány výtlačné otvory (obr.71). Původní uspořádání využívalo z hlediska snadné montáže a návaznosti potřebných konstrukčních prvků souhlasné orientace sacího a výtlačného hrdla směrem nad pracovní prostor stroje. Tím byly vytvořeny předpoklady k hydraulickým rázům po vadné provozní manipulaci při spouštění a odstavování stroje. Nyní mají procesní a mazané kompresory vstupní hrdlo nad pracovním prostorem a výtlačné hrdlo pod rotory. Bezmazné kompresory vzduchové jsou stavěny s obráceným smyslem proudění. Ve skříni jsou dále uložena ložiska a ucpávky hřídelů, synchronizační a převodová soukolí. Pracovní prostor je vytvořen komůrkami mezi zuby obou rotorů a válcovou plochou skříně. Hlavní rotor má zuby s vypouklým, v poslední době zpravidla nesymetrickým profilem, který je zkonstruován tak, aby při rotaci vytvářel nepřetržitou těsnicí linii s minimální podélnou (mezi komůrkami) i příčnou netěsností (mezi sáním a výtlakem). Vedlejší rotor má profil vydutý. Optimální poměr délky a průměru rotoru L/D je podle (L 6) 1,65. Stroje s delšími rotory mají větší výkonnost, dobré využití pracovního prostoru, ale malou tuhost.

Kratší rotory připouštějí vyšší zatížení rozdílem tlaků pΔ = pd - pn. Obvodová rychlost rotorů závislá na tlakovém poměru, výšce zubů a hustotě stlačovaného plynu, bývá 80 až 120 m.s-1. Závity na rotorech nejsou úplné. U hlavního rotoru dosahuje úhel natočení zubů 210° u vedlejšího 140°.

Šroubové kompresory jsou doplněny systémy zajišťujícími: - regulaci výkonnosti, mazání, chlazení, filtraci nasávaného plynu, tlumení hluku, měření a střežení stroje.

Obr. 73 Řez jednostupňovým bezmazným šroubovým kompresorem 1,2-rotory, 3-synchronizační ozubení, 4-axiální ložisko, 5-radiální kluzná ložiska, 7-ucpávky hřídelů, 8-mazání hřídelů, 9-převodovka, 10-torzní hřídel, 11-uložení pastorku převodové skříně, 12-kuličková ložiska převodové skříně

5.4.2 PRACOVNÍ OBĚH ŠROUBOVÝCH KOMPRESORŮ Pracovní postup šroubových kompresorů probíhá ve třech fázích : sání (obr.74a - do komůrky mezi rozbíhající se zuby obou rotorů na sací straně je

nasáván plyn), stlačování (obr.74b - po přerušení spojení mezi sacím hrdlem a komůrkami, když

zuby přejdou přes hranu sacího otvoru, vniká u čelní sací strany do pracovního prostoru následný zub spřaženého rotoru ),

60

vytlačování (obr.74c - po spojení pracovní komůrky s výtlačným hrdlem je přes výtlačný otvor vytlačován téměř všechen plyn z pracovního prostoru).

Obr. 74 Pracovní děj šroubových kompresorů a-sání, b-stlačování, c- vytlačování Poměrná velikost škodlivého prostoru je menší než 1%, expanze plynu ze škodlivého prostoru je zanedbatelná. Termodynamické změny v pracovním prostoru jednostupňových ŠK jsou totožné s dějem popsaným na obr. 60 a 61 u kompresorů křídlových.

Komprese je ukončena v okamžiku když špice zubů obou rotorů (obr.71) dosáhnou hranu výstupního otvoru. Je-li dosaženo shody mezi tlakem p

2 na konci komprese a tlakem plynu pd ve spotřebiči dochází plynule k vytlačování 2-3, bez tlakových pulzací od kmitajících ventilových desek. Vzhledem k tomu, že ŠK pracují bez škodlivého prostoru a zpětné expanze, není pracovní oběh uzavřen tak, jak je tomu u PK. Sání (změna 4-1) a tím také výkonnost stroje je na zpětné expanzi nezávislá. K ovlivnění dochází jen vnitřními netěsnostmi, poněvadž netěsnosti vnější u kvalitních ucpávek rotorů jsou minimální. Proto tlaková charakteristika jednostupňového kompresoru je jen mírně skloněná. Vestavěný tlakový poměr π lze odvodit z

kompresního poměru 1

2

V

V a středního kompresního

polytropického exponentu n. I zde platí rovnice (82) Na všech dále uváděných diagramech je vestavěný tlakový poměr π = 3. Na obr. 75 jsou znázorněny změny související se změnou tlaku v sání u jednostupňového kompresoru

σ = 3 π = 3

σ > ππ = 3

σ < π π = 3

V

V

V

p

p

p

3 2 1 0

3 2 1 0

3 4 3 2 1 0

Obr. 75 Vliv změny tlaku p1 na průběh komprese

61

U dvoustupňového kompresoru (obr.76 ) navazuje komprese druhého stupně v bodě 1 - II po ochlazení plynu za prvním stupněm. Poněvadž I. stupeň pracuje stále v navržených podmínkách a netěsnosti II. stupně výkonnost kompresoru neovlivní, je tlakovou charakteristikou dvoustupňového stroje svislá přímka. U vícestupňových kompresorů (na obr. 77 jsou diagramy dvoustupňového kompresoru), sledujeme vnější kompresi i rázovou expanzi po změně tlaku p1 jen na posledním stupni. To znamená, že nesoulad mezi vestavěnými tlakovými poměry IIπ a celkovým tlakovým

poměrem cσ u vícestupňových kompresorů nemá vliv na chování prvního stupně.

Obr. 77 Rázové změny u dvoustupňového kompresoru 5.4.3 ZÁVĚRY: - pracovní oběh ŠK není uzavřen, - po vytlačení plynu z pracovního prostoru nedochází k zpětné expanzi, - výkonnost ŠK není ovlivňována měnícím se tlakem v sání - na výkonnost ŠK nemá vliv tlak na konci komprese - netěsnosti druhého a vyšších stupňů výkonnost neovlivní, poněvadž objemové ztráty jsou u

ŠK minimální, liší se výkonnost od nasávaného průtoku nV& jen když dojde k úniku plynu

z mezistupňového prostoru, jinak dV& = nV& - charakteristika jednostupňového ŠK je strmější než u PK - charakteristika vícestupňových ŠK je svislá - u vícestupňových kompresorů se rozdíly mezi tlakem plynu na konci vnitřní komprese a

protitlakem projeví jen na posledním stupni - s rázovou kompresi roste tlaková diference plynu na stupni i jeho výstupní teplota.

V V00

11

55

910

p [bar]

p [bar]

πI = 3

πII = 3 πI = 3

πII = 3

V

p

1I

2I 1II

2II

πII = 3

πI = 3

Obr. 76 p - V diagram dvoustupňového ŠK

62

5.4.4 ŠROUBOVÉ KOMPRESORY BEZMAZNÉ Pracovní prostor není mazán, vzájemný pohyb rotorů je svázán synchronizačním soukolím. Tím je zajištěno požadované rozdělení vůlí mezi zuby, které bývají co nejmenší, pro dosažení dobrého utěsnění pracovního prostoru. Zpravidla jsou vůle menší než (0,8 až 1,2).10-3 D. Bezmazné kompresory se uplatňují i v extrémních podmínkách.

Jsou vhodné pro stlačování plynů: - silně korozivních, - vzácných, kdy je styk stlačovaného média s olejem nežádoucí (kyslíkové kompresory), - s nízkou molekulární hmotností, - znečištěných, - obsahujících velké množství kapalin a sedimentů. K dosažení vysokých otáček (až n = 375 s-1) jsou hlavní rotory bezmazných šroubových kompresorů poháněny přes převodovou skříň do rychla. I při relativně malých rozměrech dosahují výkonnosti až 40 000 m3.h-1. Podobně jako kompresory křídlové dodávají se do tlakového poměru σ = 4 jako jednostupňové, do tlakového poměru cσ = 11 jako dvoustupňové. 5.4.5 ŠROUBOVÉ KOMPRESORY MAZANÉ Nástřikem značného množství oleje do pracovního prostoru (poměr hmotnosti oleje a plynu v dopravované směsi bývá 5:1) se vytváří příznivé podmínky pro přímé odvalování rotoru, dokonalé utěsnění vůlí a účinný odvod tepla ze stroje. Celkový tlakový poměr jednostupňových kompresorů lze pak zvyšovat na σc = 10 i více. Konstrukce stroje je jednodušší, poněvadž stroje jsou zpravidla jednostupňové, synchronizační soukolí odpadá, snižuje se počet rotorů, ucpávek i ložisek. Nezbytné je ovšem přiřadit komplikovaný systém, zajišťující cirkulaci, chlazení, čištění i odloučení oleje z dopravovaného plynu Otáčky se snižují, takže odpadá převod mezi motorem a kompresorem. To vše vede k malé hlučnosti a ekonomickému využití stroje pro výkonnosti od 50 do 3 000 m3.h-1. Jako vývěvy dosahují tlaku v sání 7 kPa. Osvědčují se také jako součásti pojízdných kompresorových soustav i chladicích zařízení.

Zvláštním typem mazaného šroubového kompresoru je jednorotorové soustrojí podle obr. 78. K rotoru náleží dvě volně otočná kola, vložená kolmo na hlavní osu rotoru, který je kontinuálně spojen se sacím hrdlem.

Během rotace v naznačeném směru proudí nasávaný plyn do mezizubové drážky a je v ní uzavírán rozvodovými koly. Pak dochází ke kompresi a po spojení s výtlačným hrdlem k vytlačování plynu do spotřebiče.

Obr. 78 Jednorotorové šroubové soustrojí

63

5.4.6 PRŮTOKOVÉ SCHÉMA ŠROUBOVÝCH KOMPRESORŮ Komponenty a příslušenství kompresorů jsou rozdílné podle toho, zda se jedná o stroje bezmazné, nebo mazané, jednostupňové či vícestupňové, pracující samostatně nebo v napojení na společné sání. Na obr.79 je průtokové schéma jednostupňového kompresoru. Zde je vzduch nasáván z okolí přes tlumič hluku 1, filtr 2 a škrticí klapku regulačního zařízení 3. Po kompresi v pracovním prostoru 4 je vzduch ochlazován na předepsanou teplotu v chladiči 5 a v odlučovači 6 se zbavuje kondenzované vody. Před chladičem je na obtokovém potrubí instalován pojistný ventil 7. Další obtok za odlučovačem ústí do sacího potrubí přes uzávěr odlehčovacího zařízení 8. K odstavení kompresoru po ukončení provozu slouží uzavírací ventil 10 za výstupním hrdlem soustrojí, před kterým je ještě umístěná zpětná klapka 9.

Pokud jsou kompresory napojeny na rozvodnou síť, lze předpokládat, že tlumič i filtr není v sestavě kompresoru. V tomto případě je před sacím hrdlem umístěn vstupní uzavírací ventil.

K řízení odlehčovacího ventilu se nejčastěji využívá tlakového oleje z mazacího systému, který je k dispozici ihned po spuštění pohonu. U pneumatického ovládání je nezbytný malý zásobník stlačeného vzduchu, nebo se škrticí klapka při spouštění uzavírá ručně.

Obr. 79 Průtokové schéma jednostupňového kompresoru Schéma dvoustupňového soustrojí se samostatným jištěním prvního a druhého stupně je na obr. 80. Zpětná klapka za prvním stupněm ústí do obtoku odlehčovacího zařízení.

Obr. 80 Průtokové schéma dvoustupňového kompresoru

II I

8 1 a 2

3

4

75

6

9

10

ODV

ZK1TV

SV1

SV2

V2

ZK2V1

64

Na tomto obrázku jsou rovněž zakresleny nezbytné jistící elementy :

V1 vstupní ventil, V2 výstupní ventil, ODV odlehčovací ventil, TV trojcestný elektromagnetický ventil odlehčovacího zařízení, SV1 pojistný ventil prvního stupně, SV2 pojistný ventil druhého stupně, ZK2 zpětná klapka na výstupu, ZK1 zpětná klapka za prvním stupněm. Při zajíždění zůstává ventil odlehčovacího zařízení otevřen, zpětná klapka na výtlaku je uzavřena. Po kompresi dochází v pracovním prostoru ke vnitřní kompresi a po spojení s odlehčovacím zařízením ke zpětné expanzi na tlak v sacím hrdle, jak je popsán počátečný stav při zajíždění (A) v p - V diagramu na obr. 81. Zmenšení plochy p - V diagramu odpovídá sníženému příkonu stroje při volnoběhu. Po rozběhu a dosažení předepsaného stavu se odfukový ventil odlehčovacího zařízení uzavírá, dochází k rychlému nárůstu tlaku. Po vyrovnání tlaku ve výtlačném hrdle s tlakem ve spotřebiči (stav B), otevírá do té doby uzavřena zpětná klapka. Tím začíná plný provoz kompresoru, zkomprimovaný plyn proudí do spotřebiče.

Po otevření ventilu odlehčovacího zařízení a okamžitém uzavření zpětné klapky je zařízení uvedeno do pohotovostního stavu. Jestliže není předpoklad brzkého zajíždění, je vypínán hlavní spínač a uzavírán vstupní i výstupní ventil. Zajíždění kompresoru se škrcením v sání je obdobou uvádění stroje do volnoběhu a poté do zatížení (viz. regulace šroubových kompresorů) Obr. 81 Provozní stavy jednostupňového Obr. 82 Průtokové schéma kompresoru během zajíždění mazaného kompresoru Soustrojí s mazaným šroubovým kompresorem a jeho průtokové schéma je na obr. 82.

3 2 1 0

3 2 1 0

3 2 1 0

3 2 1 0

3 2 1 0

p

p

p

p

p

V

V

V

V

V

A

B

motor

sací filtr

kompresor

odlučovač kondenzátu

dochlazovač

odlučovač oleje

olejový filtr

chladič oleje

65

5.4.7 VÝKONNOST ŠROUBOVÝCH KOMPRESORŮ Výkonnost ŠK je závislá na :

- velikosti pracovní komůrky Vk - počtu zubů hlavního rotoru zh - otáčkách hlavního rotoru nh - využití pracovního prostoru λ .λ.n.zVV hhkd =& [m3.s-1] (83)

Velikost pracovní komůrky udává objem Vk mezi párovými zuby hlavního a vedlejšího rotoru v okamžiku ukončení sání po uzavření vstupního otvoru. Velikost pracovního prostoru ŠK závisí na počtu zubu hlavního rotoru zh a je dále označována podobně jako u pístových kompresorů zdvihovým objemem Vz. Vz = Vk . zh [m3] (84)

Využití pracovního prostoru λ úzce souvisí s otáčkami rotorů, neboť je závislá na vnitřních netěsnostech, přeplňování pracovního prostoru dynamickými účinky nasávaného plynu, tření, škrcení, ohřevu plynu v pracovním prostoru během sání i na druhu stlačovaného plynu. Primárně jsou ovšem vnitřní netěsnosti ovlivněny rozměrovou velikosti rotorů, která rozhoduje o výšce e mezer mezi rotory a mezi rotory a statorem. U rotorů menších průměrů je poměr e/D větší a součinitel λmenší. Stejně se projeví vyšší tlakový poměr stupně π i zkracování délky profilu. Vliv otáček na využití pracovního prostoru u malého jednostupňového stroje je graficky zpracován na obr.83. Otáčky ŠK by měly respektovat dosažení optimální obvodové rychlosti hlavního rotoru u, která je nejdůležitějším hlavním parametrem šroubových kompresorů.

Obr. 83 Závislost λ na otáčkách a tlakovém poměru 5.4.8 PŘÍKON ŠROUBOVÝCH KOMPRESORŮ S obvodovou rychlostí jsou svázány nejen ztráty energie az,N v důsledku vzniku cirkulačních proudů. Na příkonu ŠK se projeví také s obvodovou rychlosti rostoucí ztráty hydraulické az,h. Grafickým řešením (viz obr.84) nalezené součtové hodnoty zΣa definují

maximální vnitřní účinnost ie,vη stroje a tím současně optimální velikost obvodové rychlosti

uopt. Celková účinnost spie,η je o mechanické ztráty kompresoru nižší.

0,5 1 1,5 2,0 2,5 3,0 3,5 4,0

0,70

0,75

0,80

0,85

0,90

0,95

1,0

σc

λ

6000

8000

10000

n=12000min-1

66

Obr. 84 Závislost optimální obvodové rychlosti na součtu ztrát

Interval, ve kterém má nalezená funkce velmi plochý průběh (obr. 85), bývá zpravidla v mezích (0,8 až 1,2) u. Proto doporučovaná rozmezí obvodových rychlostí hlavního rotoru jsou podle velikosti měrné individuální plynové konstanty r při stlačování : vzduchu 80 až 120 m.s-1

metanu 103 až 150 m.s-1

chloru 48 až 74 m.s-1 CO2 62 až 95 m.s-1

Poněvadž jako maximální byla s ohledem na konstrukci stroje a vlastnosti použitých materiálů stanovena [L 6] rychlost u

max = 150 m.s-1, nelze u lehkých plynů s velkou plynovou konstantou r (např. u helia a vodíku) dosáhnout příznivých hodnot celkové účinnosti stroje.

Obr. 85 Závislost účinnosti na obvodové rychlosti rotorů Závislost všech popisovaných vlivů na velikost vnitřních proudů jako funkce

( )Ke,mc f=& lze podle [L 7] podobně jako u pístových kompresorů vyjádřit faktorem

u

).(r.TσK21

nI= [-] (85)

Velikost změny faktoru K při záměně stlačovaného plynu u procesních kompresorů informuje o možné změně příkonu. K výpočtu příkonu šroubového kompresoru použitím rovnic (13,31 a 32)

spie,

iesp η

PP = [W] (86)

uopt

aznazh

Σaz

u [m.s-1]

az [J.kg-1]

0,7

0,6

0,5

0,4

0,3

0,2

Cl2

VZDUCH

CH4

KOKS. PLYN

He

H2

50 100 150 u [m.s-1]

ηie-v

67

poslouží údaje o dosažitelné účinnosti ie,vnη z diagramu na obr. 85, po započtení mechanických ztrát

mie,vnspie, .ηηη = [-] (87)

5.5 ŠROUBOVÉ KOMPRESORY SPECIÁLNÍ Nezávislost šroubových kompresorů na zpětné expanzi, tvrdá charakteristika, vysoké otáčky rotorů a dobré utěsnění pracovního prostoru vůči okolí vytvářejí předpoklady pro jejich speciální použití. Šroubové kompresory bezmazné pracují jako vývěvy a stroje expanzní, stroje mazané jako kompresory chladivové. 5.5.1 ŠROUBOVÉ VÝVĚVY Vysoké tlakové poměry si zpravidla vyžádají i vnější kompresi. K zabránění nadměrného oteplení poslouží nástřik chladicí kapaliny do pracovního prostoru. Její dávkování je regulováno tak, aby výstupní teplota zůstala konstantní, na př. 180 °C. Volba místa i okamžiku nástřiku vody zamezí jejímu odpaření v sacím hrdle, což by negativně ovlivnilo výkonnost vývěvy. Odpařování vody po uzavření pracovního prostoru již výkonnost vývěvy neovlivní, vznikající pára jen mění průběh vnitřní komprese. Teplota nastřikovaní vody je regulována podle tlaku v sacím hrdle stroje, aby byla nižší než teplota syté kapaliny. S rostoucím tlakovým poměrem stoupá u šroubových vývěv podíl vnější komprese na dosažení celkového tlakového poměru cσ . K dosažení optimálního provozu soustrojí poslouží pečlivé vyladění vestavěného tlakového poměru přizpůsobené provozním podmínkám. Je zvažován počet startů soustrojí a předepsaný podtlak v odsávaném prostoru. Jestliže zůstává tlak za vývěvou konstantní, je pro spotřebu energie rozhodující, zda podmínky v sacím hrdle stroje zůstávají po zajetí neměnné, nebo často kolísají. Prvý případ je typický např. pro degazací dolů a odsávaní plynu ze sítí. Zde vyhovuje vyšší tlakový poměr π = 4, zajíždění takto naladěné vývěvy je na obr. 86 a průběh spotřeby energie je na obr. 88. I když bezprostředně po startu je spotřeba práce vysoká, postupně klesá až k dosažení požadovaného tlakového poměru. K snadnějšímu zajíždění a omezení záběrového momentu je v tomto případě před vývěvu zabudován škrtící ventil, poněvadž vývěvy nemají odlehčovací zařízení. Škrticí klapka otevírá po dosažení jmenovitých otáček. Kolísá-li tlak na vstupu často až na úroveň např. 0,1, jak je tomu při evakuování zásobníku, je upřednosťován poměr menší. Na obr. 87 jsou indikátorové diagramy vývěvy se zabudovaným tlakovým poměrem π = 1,75. Zde je po startu příkon malý, ale pak až k předepsanému stavu roste. Na diagramu na obr. 88 je sledována spotřeba energie také při zajíždění vývěvy s vestavěným tlakovým poměrem π = 2,5. Pomoci takto zpracovaných diagramů spotřeby pak lze najít pro předpokládané podmínky nejvýhodnější řešení.

Obr. 86 Zajíždění vývěvy s tlakovým poměrem π =4

V

1 2

3 4

p

68

Obr. 87 Zajíždění vývěvy s tlakovým poměrem π = 1,75

Obr. 88 Závislost příkonu na tlakovém poměru σ u šroubových vývěv

Výkonnost šroubových vývěv Výkonnost je u vývěv ovlivňována tlakovým poměrem, s jeho nárůstem stoupají

vnitřní i vnější netěsnosti, které se u vývěv projevují přisáváním vzduchu z okolí do pracovního prostoru přes netěsné ucpávky. Na obr. 89 je zaznamenána změna výkonnosti v závislosti na tlakovém poměru u jednostupňových (křivky A) i dvoustupňových (B) strojů. Dolní křivky platí pro vývěvy malé. U dvoustupňových vývěv rozhoduje o výkonnosti první stupeň. Proto je u něj volen tlakový poměr nižší a voda je nastřikována až do stupně druhého.

1

2

3

p

V

8 7 6 5 4 3 2 50

1

100

150

P [%]

π = 1,75 π = 2,5 π = 4

1

2

pp

0,01 0,02 0,03 0,05 0,1 0,2 0,3 0,4 1p1 [bar]

B A

100

80

60

40

20

0

dV& [%]

Obr. 89 Vliv tlakového poměru na výkonnost vývěv

69

Šroubové vývěvy bez vnitřní komprese Vývojovým posunem v oboru vysoce kvalitních vývěv pracujících pouze s vnější kompresi je suchá šroubová vývěva SIHIdry. I když její pracovní proces navazuje na dourotorové zubové Rootsovo dmychadlo, můžeme bez nadsázky toto soustrojí považovat za kompresor nové generace. Pracovní oběh bez vnitřní komprese lze popsat jako přepravu plynu za stálého objemu z odsávaného prostoru do protitlaku, což se neobejde bez rázové adiabaty při zpětném proudění na výstupu. Poněvadž tento děj probíhá s tlakovým poměrem vyšším než 1 000, je konstrukce tohoto soustrojí i kvalita výroby ojedinělá. K dokonalému, prakticky úplnému oddělení evakuovaného prostoru od výtlaku slouží (viz obr. 90) dva svislé bezdotykově uložené rotory 2 , jejichž šroubovice jsou tvořeny dvanácti plochými závity s lichoběžníkovým profilem. Na zobrazeném řezu vývěvy je dále značeno : sací hrdlo 1, labyrintové těsnění hřídele 3, pracovní prostor 4, ložiska rotorů 5, stator 6, synchronizační systém 7, těleso ložisek 8, výtlačný prostor 9, výtlačné hrdlo 10, elektropohony 11. Synchronizace vzájemné polohy rotorů je vyřešeno elektronické vazbou, což dokonale zamezí jejím dotykům. Rotory jsou poháněny samostatně dvěma motory uloženými ve statoru přímo na hřídeli rotoru. Elektronikou jsou pak sladěny otáčky obou pohonů, které dosahují až 8 000 min-1 tak, aby nedocházelo k dotykům rotorů. Otáčky rotorů lze regulovat k dosažení konstantního podtlaku i při přetížení, jestliže se na příklad do vývěvy nasaje kapalina. Veškeré parametry a provozní podmínky lze totiž nastavit na palubním počítači. Podle údajů výrobce snižují tyto stroje v evakuovaném prostoru tlak na hodnotu p1=0,0001 bar (10 Pa).

Obr. 90 Šroubová vývěva bez vnitřní komprese

5.6 REGULACE ŠROUBOVÝCH KOMPRESORŮ U šroubových kompresorů se využívá regulace :

- uzavřením sání (chod naprázdno), - změnou otáček, - škrcením v sání,

2 3 4

5 6 7 8

9 10 11

1

70

- start-stop, vypínáním a zapínáním pohonu, - přepouštěním z výtlaku do sání, - zkrácením činné délky rotorů, - změnou kompresního poměru, - regulace kombinovaná. 5.6.1 REGULACE UZAVŘENÍM SÁNÍ Téměř všechny vzduchové bezmazné šroubové kompresory mají před sacím hrdlem zabudovanou regulovatelnou klapku (viz obr. 79), kterou lze využívat nejen k jištění při spouštění a odstavování stroje, ale také k jeho regulaci. Regulačním zásahem je střídán volnoběh s plným zatížením.

Při tom četnost vypínání a zapínání volnoběhu nepřekračuje 20 zásahů za hodinu. Využívá se zejména v těch případech, kdy akumulační schopnost sítě garantuje kolísání tlaku pod 5%.

Regulační systém má jednoduchou dvoupolohovou funkci. Řídící impuls vychází od tlakové sítě s nastavenou tlakovou diferencí. Při zatížení běží stroj v předepsaném režimu. Po regulačním zásahu se zavírá klapka v sacím potrubí a otevírá odfukový ventil do atmosféry nebo do sacího potrubí. Zpětný ventil ve výtlaku se uzavírá automaticky. Výkonnost kompresoru klesá na nulu, mechanické ztráty v ložiskách a ozubených kolech zůstavují neměnné. Indikátorové diagramy tohoto děje u jednostupňových i dvoustupňových kompresorů jsou na obr. 91

Obr. 91 p - V diagramy ŠK po uzavření sání

U dvoustupňových kompresorů je odfukový ventil odlehčovacího zařízení napojený na II. stupeň. Teprve za ním je zpětný ventil k síti. Jednoduchost této regulace je znevažována ekonomickou náročnosti, dlouhodobé regulování je nehospodárné. Příkon kompresoru sice při regulačním zásahu klesá na 15 až 25% příkonu při plném zatížení, avšak elektromotor pracuje v oblasti s nízkou účinností, takže jeho příkon klesá pouze jen na 30 až 40% nominální hodnoty. Přednosti způsobu je, že se všechny teploty v soustrojí při zatížení i během volnoběhu téměř nemění.

VV

p

p

71

5.6.2 REGULACE ZMĚNOU OTÁČEK Regulace kompresorů změnou otáček je jedním z nejekonomičtějších způsobů přizpůsobení výkonnosti kompresorové stanice požadavkům spotřebičů. Po změně otáček dochází k proporcionální změně výkonnosti (viz indikátorový diagram na obr. 92), ale tlak v sání i na konci výtlaku zůstává stále konstantní, což platí také pro pohonem přiváděný krouticí moment. Obr. 92 Změna otáček v p - V diagramu Obr. 93 Pokles výkonnosti po snížení otáček Absolutní velikost ztrát netěsnosti se při změně otáček nemění, neboť velikost průtočných ploch netěsností i tlaková diference zůstávají konstantní. Odpovídajícím způsobem, úměrně s poklesem otáček (viz. rovnice 85) a výkonnosti rostou netěsnosti relativní a klesá součinitel využití pracovního prostoru λ , což je znázorněno na obr. 93.

Nežádoucím důsledkem snižování otáček je také růst teploty na konci komprese. Vnitřními netěsnostmi je předáváno neměnné kompresní teplo menšímu množství plynu, což je doprovázeno jeho silnějším ohřevem. K pohonu kompresorů s plynulou změnou otáček lze použít standardních třífázových elektromotorů s frekvenčním měničem. Nejnověji je k pohonu mazaných kompresorů využíván vysokootáčkový elektromotor, jehož otáčky jsou plynule měněny v rozsahu 900 až 5 000 za minutu elektronickým měničem frekvence (30 až 166 Hz). Tím je dosaženo plynulé regulace výkonnosti v rozmezí 16 až 100 %. Kompresor již nemá převodovku, otáčky elektromotoru se automaticky zvyšují nebo snižují v závislosti na změnách tlaku v tlakovzdušné síti. Tím je zajištěno, že kompresor dodává do sítě právě tolik vzduchu, kolik je aktuálně potřeba. Výkon elektromotoru se plynule mění v rozsahu 22 až 100 %, při současné změně výkonu chladicího ventilátoru. Na velké výkyvy ve spotřebě vzduchu dokáže regulátor zareagovat do 5ti až 6ti sekund, aniž by došlo k překmitnutí nastaveného tlaku o více než 0,2 - 0,3 bar. Tím je zajištěno, že spotřeba elektrické energie odpovídá aktuální spotřebě stlačeného vzduchu. Provoz kompresoru je řízen elektronickým systémem zajišťujícím automatické hlídání a signalizací všech provozních parametrů. Rovněž informuje provozovatele o základních požadavcích na servisní prohlídky. Plynule měnitelná změna otáček bez frekvenčního měniče je u vysokonapěťového stejnosměrného motoru vyvolávána přepínáním fází. Stěžejním prvkem jsou zde bipolární tranzistory a vysokorychlostní spínače řídící sekvenci přepínání fází ve statoru elektromotoru. Četnost přepínání určuje otáčky motoru, který je rovněž spojen přímo s hlavním rotorem kompresoru. Pomoci řídicího systému je podle údajů výrobce udržován tlak v rozmezí 0,01 bar.

p

zV&100

dV& [%]

100

50

50

n [%]

72

5.6.3 REGULACE ŠKRCENÍM V SÁNÍ Používá se u mazaných šroubových kompresorů menších výkonnosti jakožto regulace plynulá, avšak energeticky nevýhodná a hlučná. Po spojení pracovního prostoru s výtlakem nastává totiž prudké vyrovnání tlaků s rázovou kompresi K odlehčovacímu zařízení, které jistí zajíždění a odstavování stroje je ještě v sacím potrubí umístěna škrticí klapka, stejně jako na obr. 79. Řídícím impulsem k regulaci je tlak v síti, nebo hodnota tlakové diference na cloně měřící výkonnost kompresoru. Čárkovaná linie na obr. 94 vyznačuje u jedno a dvoustupňových kompresorů regulovaných tímto způsobem objem dodávaný do spotřebiče ze sacího potrubí. Šrafovaně je označeno množství plynu proudící zpět do pracovního prostoru a tím také vícepráce pohonu k opětnému vytlačení již jednou stlačeného plynu. Zvýšení teploty plynu vyvolané jeho zpětným prouděním nemá překročit 200 °C. U dvoustupňového stroje se důsledky regulace projeví opět až na druhém stupni.

Obr. 94 Regulace škrcením v sání v p - V diagramu 5.6.4 REGULACE STOP - START Regulace vypínáním pohonu, je vedle regulace volnoběhem nejčastější. Při tomto způsobu dává tlakový spínač ve výtlaku impuls na pohon i odlehčovací zařízení. Regulace start-stop je vhodná pro tlakové sítě se sporadickým špičkovým odběrem a velkým vzdušníkem. U standardních elektromotorů je omezována počtem startů za daný čas. Četnost regulačních zásahu závisí na druhu pohonu, je předepsána výrobcem. Zpravidla lze uvažovat s vypnutím 6 krát za hodinu u příkonů do 100 kW, se třemi zásahy u výkonu vyšších. Před dalším startem je nutné zajistit dostatečné dochlazení vinutí, neboť při novém startu dochází ke špičkovému proudovému zatížení, což také nepříjemně zatěžuje síť uživatele. Drahé novodobé motory již omezení startů tak nerespektují. 5.6.5 REGULACE PŘEPOUŠTĚNÍM Regulace odpouštěním plynu za posledním stupněm nenabízí žádné přednosti. Je používaná u malých pístových kompresorů (obr.55), pro vzduchové šroubové kompresory není tato regulace zajímavou. Z výtlaku se vrací plyn obtokem přes chladič a škrticí ventil zpět do sání. Zjevně se jedná o regulaci jednoduchou, ale zcela nehospodárnou, neboť příkon zařízení se při regulačním zásahu nemění. 5.6.6 REGULACE ZKRÁCENÍM ČINNÉ DÉLKY ROTORŮ Tohoto složitého zařízení se používá u mazaných kompresorů. Regulačním orgánem je šoupátko na sací straně s profilem odpovídajícím podélnému průniku obou rotorů, viz obr. 95.

p

V

p

V

73

Obr. 95 Schéma regulace přepouštěním do sání

Obr. 96 Změna komprese po regulačním zásahu

Posouváním šoupátka k výtlaku se odkrývá přepouštěcí kanál, kterým je část ještě nestlačeného plynu odvedena zpět do sání. Tím dochází ke změně výkonnosti v rozsahu 10 až 100%, stroj lze takto téměř úplně odlehčit při spouštění.

Děj, ke kterému dochází během regulačního zásahu lze sledovat na obr. 96 Zmenšování velikosti objemu pracovní komůrky v okamžiku ukončení sání je doprovázeno snižováním vnitřního tlakového poměru, takže opět dochází k rázové kompresi. 5.6.7 REGULACE ZMĚNOU VESTAVĚNÉHO KOMPRESNÍHO POMĚRU Využívá se u moderních mazaných chladivových šroubových kompresorů k regulaci chladicího výkonu. Změna vypařovací, případně kondenzační teploty vyžaduje změnu celkového tlakového poměru. Jestliže vnitřní tlakový poměr zůstává konstantní, dostává se provoz kompresoru mimo oblast nejlepší účinnosti. Řešením je měnitelný poměr π pomocí posuvného regulačního šoupátka na výtlačné straně (viz obr. 97). Změnou jeho polohy se mění i poloha hrany výtlačného otvoru a tím také plynule velikost vnitřního tlakového poměru π v rozmezí např. 2,6 až 5,6. Tímto zařízením je prakticky eliminována absence ventilového rozvodu, kterým je při využívání pístového kompresoru zajišťována jeho dokonalá přizpůsobivost tlakovým poměrům ve spotřebiči. Řez mazaným chladivovým kompresorem s regulovatelným vestavěným tlakovým poměrem je na obr. 98.

šoupátko

výtlak šoupátko přepouštění do sání

sání

V

p

74

Obr. 97 Schéma regulace změnou π

Obr. 98 Řez kompresorem s regulovatelným poměrem π

Obr. 99 Srovnání spotřeby energie u regulačních zásahu

Posouzení regulačních zásahu s hlediska jejich hospodárnosti je sledováno na obr. 99 v závislosti na dosahované změně výkonnosti kompresorů.

rotor

sání

výtlak regulační šoupátko

posuvná zarážka

přepouštěnído sání

1 2

3

4

1 Start/stop 2 Proměnné otáčky 3 Zatíž./Odlehč.4 Škrcení v sání

0% 20% 40%

20%

60%

60%

40%

80%

80%

100%

100%

příkon

výkonnost

75

6. RADIÁLNÍ TURBOKOMPRESORY Ke zvyšování tlaku a rychlosti plynů při průtoku pracovním prostorem rotoru dochází kontinuálně změnou hybnosti proudů. Kinetická energie se následně ve statoru s části mění na energii tlakovou. Dynamický způsob stlačování vyžaduje vysoké obvodové rychlosti oběžných kol 110 až 380 m.s-1 s otáčkami 3000 až 80000 min-1, což vyžaduje pohon přes převod „do rychla“ s vysokou hladinou hluku. Po dynamickém vyvážení rotoru mají turbokompresory velmi klidný chod, jednoduchou obsluhu a údržbu, dlouhou životnost, malé opotřebení činných části. Stlačovaný plyn není znečisťován olejem. Výkonnosti radiálních turbokompresorů (RTK) se pohybují v rozmezí 1000 až 100000 m3.h-1, dosahují tlakových poměrů cσ = 20, vyjímečně 80.

6.1 HLAVNÍ ČÁSTI RTK Nejjednodušší jednostupňové radiální ventilátory pracující s tlakovým poměrem 1,01 až 1,1 sestávají (obr.100) ze sacího hrdla 7, oběžného kola 1 (rotoru) s lopatkami 2, spirálního difuzoru 6 s výstupním hrdlem 8 napojeným na výstupní potrubí. Hřídel rotoru 4 je těsněn v ucpávkách 5. Stacionární část tvoří skříň, která je spojena s ložiskovými kozlíky. Dalšími nutnými součástmi jsou mazací a regulační systém a poháněcí motor. U velkých výkonnosti mají některá provedení oběžná kola s oboustranným sáním. Na obr. 101a je kolo běžné konstrukce sestávající se z nosného kotouče, lopatek a kotouče krycího. Na obr. 101b je kolo s oboustranným sáním. Pro speciální úkoly se zhotovují kola z lehkých slitin bez krycího kotouče (obr. 101c) rotující obvodovou rychlostí až 500 m.s-1.

Obr. 100 Schéma radiálního ventilátoru

Obr.101 Nejčastěji používané typy oběžných kol Představu o konstrukčním uspořádání vícestupňového RTK a jeho hlavních částech umožňuje obr.102. Hlavní funkční části je stupeň. Tlakový poměr stupně zpravidla

a) b) c)

76

nepřekračuje hodnotu σ = 2. Požaduje-li se vyšší stlačení, zařadí se potřebný počet stupňů za sebou. Za každým rotorem 3 je zařazen difuzor 4 s vratným kanálem 5, kterým se převádí částečný stlačený plyn do sání následného stupně. Vratné kanály již nemají vlastní energetický význam. Poněvadž při postupující kompresi se zmenšují průtočné plochy, dochází mnohdy i k zmenšování radiálních rozměrů oběžných kol. Vstupní 1 i výstupní 8 příčně orientovaná hrdla jsou součásti skříně dělené v horizontální rovině. Ta nese také ložiska 7, ucpávky, připevňovací patky, případně další příslušenství.

Obr. 102 Řez třístupňovým radiálním turbokompresorem

Po průchodu dvěmi nebo třemi stupni se plyn chladí v externích vodních chladičích k dosažení nižších kompresních teplot. Tím se příznivě ovlivní stlačování v dalších stupních i spotřeba energie.

6.2 PROUDĚNÍ PLYNU PRACOVNÍM PROSTOREM RTK

Do kompresoru je přes sací hrdlo nasáván objemový proud plynu nV& . Při proudění pracovním prostorem (obr.103) vznikají v mezerách mezi rotujicími oběžnými koly a statorem vnitřní cirkulující proudy cV& . Těmito vnitřními netěsnostmi se část plynu již vytlačného do difuzoru vrací přes labyrintové ucpávky zpět do sání. Vůle v

ucpávkách mezi hřídelem a skříní pak umožní únik plynu do okolí vnějšími proudy oV& (ztráty objemové) přes netěsné ucpávky. Plnění rotoru plynem sV& je proto součtem proudu nasávaným přes sací hrdlo stroje nV& a cirkulujicího proudu cV& . Sankeyův diagram proudů je na obr.1 a 2. Do spotřebiče vytlačovaný hmotnostní proud (hmotnostní výkonnost) dm& , je

přepočítáván na proud objemový dV& - výkonnost kompresoru.

nV&

dV&

oV&sV&

cV&

Obr. 103 Proudění plynu pracovním prostorem RTK

77

Poněvadž oběžné kolo se otáčí obvodovou rychlosti u je absolutní rychlost proudu plynu c vektorovým součtem c = u + w, při čemž w je rychlost plynu relativní, vůči rotoru.

Tyto rychlosti jsou vyhodnocovány na vstupu 1 a výstupu 2 z oběžného kola.

Obr. 104 Rychlostní trojúhelníky na vstupu a na výstupu z oběžného kola

Absolutní rychlost plynu c1 vstupující do rotoru pod úhlem 1α se rozkládá do rychlosti unášivé u1 a relativní w1. Směr a velikost relativní rychlosti jsou proto dány rozdílem vektorů rychlosti absolutní a unášivé obvodové, jak je to znázorněno na obr.104. Aby se dosáhlo bezrázového vstupu plynu do oběžného kola, musí být lopatky na vstupu skloněny k tečně kružnice o poloměru r1 pod úhlem tečny lopatek ( 1β ) , který je totožný se sklonem relativní

rychlosti w1. K sestrojení vstupního trojúhelníku je nutná znalost úhlu sklonu ( 1α ) absolutní rychlosti c1 vůči rychlosti obvodové u1, nebo velikost její meridiální složky c1,m. Vlivem rotace oběžného kola je plyn od radiálního směru poněkud odkláněn, takže úhel proudu ( 1α ) je o něco menší než 90°. Bude-li průběh proudnic shodný s tvarem lopatek (ideální stupeň s nekonečným počtem lopatek) bude plyn vystupovat z kola relativní rychlosti w2 pod úhlem ( 2β ) totožným se sklonem lopatky na výstupu. Vektorový součet relativní a obvodové rychlosti na výstupu v bodě 2 určí absolutní rychlost c2 odkloněnou od rychlosti unášivé o úhel ( 2α ). Tato se podobně jako rychlost relativní rozkládá na složku unášivou c2,u a meridiální c2,m.

6.3 ZÁKLADY TEORIE RADIÁLNÍCH KOMPRESORŮ Při odvozování vlastností RTK se opět vychází z ideálního stavu, který je charakterizován : - výše popsaným ideálním stupněm,

- ideálním plynem,

- ideálním bezeztrátovým procesem.

β2

β1

β1

β2

α1

α2

α2

α1

c2

u2

c1

w 2

w1

u1

c1u

r 1

r 2

u1

u2

c1

c 1m

c2u

w 1

c 2m

c2 w 2

78

6.4 ZVÝŠENÍ MĚRNÉ ENERGIE PLYNU Ke změně momentu hybnosti proudu v takto definovaném procesu bude nutný kroutící moment ( ),u,udk .cr.cr.mM 1122 −= & [N.m] (88)

K tomu potřebný příkon ( ),u,udkk .cu.cu.m.n.M.ω.MP 11222 −=== &π

.YmP d&= [W]

Zvýšení měrné energie plynu v oběžném kole (dále jen měrná energie) Y lze

považovat za měrnou technickou práci přiváděnou na hřídel ideálního stupně. Toto vyjádření měrné energie je nazýváno Eulerovou turbinovou rovnici v pracovním tvaru

,u,u .cu.cuY 1122 −= [J.kg-1] (89)

Vstupuje-li plyn do oběžného kola v radiálním směru, je obvodová složka absolutní rychlosti c1,u na vstupu nulová, pak ,u.cuY 22= [J.kg-1] (90)

a po zavedení součinitele tvaru lopatek

2

u2,

uc

=τ [-] (91)

získáme vztah 2

2uY .τ= [J.kg-1] (92)

Takto je zdůrazněn vliv obvodové rychlosti a tvaru rotorových lopatek na zvýšení celkové energie proudů v oběžném kole.

Poněvadž 11u1, .cosαcc = a 2.cosαcc 2u2, =

můžeme s použitím cosinových vět v trojúhelníku rychlostí (obr.104) rovnici (89) upravit do tvaru

222

22

21

21

22

21

22 wwccuuY −

+−

+−

= [J.kg-1] (93)

který nazýváme Eulerovou rovnici v obecném (hlavním) tvaru.

Toto vyjádření měrné energie dává představu o jejich jednotlivých složkách.

Výraz

stYρΔpwwuu

==−

+−

22

22

21

21

22 [J.kg-1] (94)

vyjadřuje zvýšení tlakové (statické) energie v oběžném kole. Vztah

79

dk YΔwcc==

−2

21

22 [J.kg-1] (95)

popisuje změnu kinetické (dynamické) energie plynu v oběžném kole. Obecný tvar Eulerovy rovnice je aplikovatelný na všechny energetické stroje s rotujícími lopatkami, jestliže se hustota protékající tekutiny nemění nebo je její změna zanedbávána.

6.5 KRITÉRIA PODOBNOSTI U RTK Kromě součinitele tvaru lopatek (τ ), který je význačným kritériem hodnotícím lopatky radiálních oběžných kol, jsou zavedeny další bezrozměrné veličiny, umožňující vzájemné srovnávání energetických vlastností strojů různých provedení i přenášení poznatků s modelů na skutečný výrobek. Tlakové číslo (ϕ ) vyjadřuje poměr celkové měrné energie Y a kinetické energie obvodové rychlosti u

2

22u

Y=ϕ [-] (96)

a po dosazení za Y z rovnice (90) platí

τ.2u

2.c

2

u2, ==ϕ [-] (97)

Objemové číslo (φ ) srovnává výkonnost RTK s objemovým průtokem průřezem kola rychlosti u2

2

22 .u.rVd

π&

=φ [-] (98)

Výkonové číslo (λ ) je definované jako poměr příkonu P přiváděného na hřídel ideálního oběžného kola a výkonu ideálního, vyvozeného působením obvodové rychlosti u2. Ten je roven součinu množství

plynu, které by protékalo plochou 22r.π rychlostí u2 s dynamickým tlakem

2

22 ρ.u

:

2.ρ3

22

2 .u.rP

π=λ

S použitím rovnic (89),(96) a (98) je φϕ=λ .

80

Reakce K naznačuje, jaká část z energie přivedené k pohonu (viz. Y z rovnice 90) se již v oběžném kole přeměňuje na energii tlakovou (rovnice 94)

YY

YYY

YYK ddst −=

−== 1 [-] (99)

Dosadí-li se za členy pravé strany příslušné výrazy (92) a (95) rovnice, dospěje se k úpravě

2

1 τ−=K [-] (100)

jestliže c22-c1

2=c2u2, poněvadž c2m=c1m a c1u=0.

6.6 TVARY ROTOROVÝCH LOPATEK Na obr.105 jsou zakresleny tři typické tvary rotorových lopatek. Lopatky dopředu zahnuté, 2β > 90°, lopatky s radiálním výstupem, 2β = 90° a lopatky dozadu vůči unášivé

rychlosti zahnuté, 2β < 90°.

Obr. 105 Tvary lopatek a jejich rychlostní trojúhelníky

Rychlostní trojúhelník na vstupu je společný pro všechny lopatky. Vliv tvaru lopatek na energetické vlastnosti radiálního stupně je s části zaznamenán na obr. 106 v závislosti na součiniteli (τ ), za předpokladu, že obvodová rychlost rotoru se nemění. Pak :

- měrná energie Y = τ .u22 = τ .konst. je přímka procházející počátkem,

- reakce K = 1 - 2τ

je přímka se zápornou směrnici

- statická energie Yst = K .Y = (1 - 2τ

).τ .u22 představuje parabolu s vrcholem na

souřadnici τ = 1, kdy má hodnotu 1/2 Y. Nulové hodnoty dosahuje v bodech τ = 0 a τ = 2.

- dynamická energie Yd = Y – Yst

u1

c1

w1

β1

α1

u2≡ cu2

u2

w2

u2

cu2

cu2

c2

c2

c2

w2 w2

α2

cm2 cm2

α2

α2

β2

β2

β2

81

Rotory s lopatkami dopředu zahnutými dosahují největší celkovou energii, ale poněvadž stupeň reakce klesá, klesá i podíl energie statické. Krajním případem je kolo s lopatkami extrémně dopředu zahnutými, kdy veškerá energie přivedená k pohonu se mění na energii kinetickou. Přeměna kinetické energie na tlak v difuzoru, zařazeném za oběžné kolo, probíhá s poměrně značnými ztrátami. Lopatky jsou velmi zakřivené a bývají hustě uspořádány. Účinnost je nízká, hodí se pro ventilátory tam, kde menší radiální rozměry jsou důležitější než účinnost. Středním případem jsou lopatky s radiálním výstupem, dosahují maxima tlakové energie, která je polovinou energie celkové (K=1/2). Jsou málo zakřivené a méně husté. Lopatky dozadu zahnuté transformují převážnou část přiváděné energie přímo na statický tlak. Jsou poměrně dlouhé a řídké, vykazují velmi dobrou účinnost. Dosahované zvýšení měrné energie je však nízké. Tvar oběžných lopatek ovlivňuje také vzájemnou závislost hlavních energetických veličin, kterými jsou příkon přiváděný na lopatky P, měrná energie Y a výkonnost dV& .

Obr.106 Vliv tvaru lopatek

Dosud uváděna teorie RTK je založená na zjednodušeném postupu od stupně ideálního ke skutečnému. Prvým postupovým krokem je korekce dosud odvozených vztahů, které jsou v technické literatuře uváděny s indexem (∞ ,th), na konečný počet lopatek. Děje se tak snížením dosahované měrné energie Y součinitelem skluzu (ε ), zvažujícím všechny vlivy odklánějící vektor absolutní rychlosti c2 od původního směru. Pak 2

2.uY .τε= [J.kg-1] (101)

6.7 SKUTEČNÝ STUPEŇ RTK Ve skutečném stroji, jímž protéká skutečný plyn, je spojena přeměna energie se ztrátami (nežádoucím rozptylem energie), které podle svého vzniku členíme na ztráty : - objemové, ovlivňující výkonnost úbytkem objemového průtoku, - hydraulické, související se změnami tlakové energie proudu, - mechanické, v ložiskách a ucpávkách, které zvyšují potřebný příkon k pohonu RTK.

6.8 VÝKONNOST RTK

K výpočtu výkonnosti poslouží rovnice kontinuity a součinitel netěsnosti Nλ .

2,0 1,0 0,5 0 0,0

1,0

Yst

Yd

Y

DOZADU ZAHNUTÉ DOPŘEDU

ZAHNUTÉ

RA

DIÁ

LNÍ

S R

AD

IÁLN

ÍM

VÝ

STU

PE

M

K

OBĚŽNÉ

LOPATKY

82

Nm2,2d .λ.cSV =& [m3.s-1] (102)

Plocha skutečného průřezu proudu (viz. obr.103) S2 (m2) se stanoví jako část plochy

válce, jehož průměr je roven vnějšímu průměru kola D2 a jeho výška je šířkou kola b2. Část této plochy vyplní stěny z lopatek, jejichž tloušťka je s (m). .s.zb.b.DS 2222 −= π [m2] (103) Střední rychlost, kolmá na výstupní průřez z rotoru je radiální, nebo-li meridiální složka absolutní rychlosti c2,m v bodě 2, na výstupu z oběžného kola. Součinitel Nλ zvažuje vliv cirkulačních proudů do sání prvního stupně i vnější netěsnosti do okolí.

6.9 PŘÍKON RTK U dynamických generátorů je pro definici příkonu nezbytné rozlišení strojů stlačujících tekutinu stlačitelnou a nestlačitelnou. Ventilátory, jakožto jednostupňové RTK, využívají k popisu potřebného příkonu vztahů považujících hustotu protékajícího plynu za konstantu, takže potřebný příkon přiváděný na spojku je

sp

užsp

PPη

= [W] (104)

kde

.YV.P duž&ρ= [W] (105)

je užitečná část příkonu (výkon), odevzdaná rotorem protékající tekutině a přímá účinnost

spη respektuje rozptyl energie (ztráty) mezi pohonem a rotorem. mhNsp .. ηηλ=η [-] (106)

K hydraulickým ztrátám náležejí všechny ztráty energie vznikající:

- vstupním rázem, jestliže směr vstupní relativní rychlosti proudu w1 nesouhlasí se sklonem lopatek v náběžném bodě 1 (viz. obr. 116),

- třením protékajícího plynu o stěny rotoru i statoru. - ohybem proudů. - změnami rychlosti. - třením kol mezi statorem a rotorem.

Označíme-li takto zmařenou energii Yz,h, je bezrozměrným vyjádřením hydraulických ztrát hydraulická účinnost

z,hh YY

Yη+

= [-] (107)

Mechanické ztráty mZ& u RTK tvoří zejména ztráty třením v ložiskách a ucpávkách. Zpravidla se k nim přičítá energie potřebná k pohonu mazacích i chladicích systémů, případně též ztráty v převodových skříních. Proto je bezrozměrovým vyjádřením těchto ztrát poměr vnitřního a spojkového příkonu, účinnost mechanická.

sp

msp

sp

vnm P

ZPPPη

&−== [-] (108)

83

Jestliže již změnu hustoty, ke které dochází při stlačování plynů zanedbávat nelze, je příkon RTK stanoven pomoci příkonu kompresoru ideálního a účinnosti porovnávací izoentropické, podobně jako u kompresorů šroubových (kapitola 5.4).

Izoentropická účinnost spojková se u RTK pohybuje v rozmezí od O,5 do O,7. Proces stlačování probíhá s přívodem tepla, hydraulické ztráty se transformují na energii vnitřní. V entropickém diagramu na obr. 107 jsou hydraulicé ztráty vyznačeny šrafovanou plochou (1 – 2pol – 6 – 5 – 1).

Obr. 107 Entropický diagram komprese v jednostupňovém RTK Uzavřená plocha diagramu (4-3-2pol-6-4) odpovídá zvýšení entalpie stlačovaného plynu po kompresi. Zvýšení měrné energie v jednom stupni RTK je pak

( )⎥⎥⎦

⎤

⎢⎢⎣

⎡⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛ −+−=

2

21

22

12ccii.mY d pol

& [J.kg-1] (109)

při čemž rozdíl entalpií

⎥⎥⎥

⎦

⎤

⎢⎢⎢

⎣

⎡−⎟⎟

⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛−

=−

−

11

1

1

211

nn

pp..r.T

κκii2pol [J.kg-1] (110)

6.10 ROZVÁDĚCÍ KOLA Rozváděcí kola RTK jsou v podstatě stacionární difuzory zařazené bezprostředně za oběžná kola. Slouží k přeměně části kinetické energie proudu na tlakovou, provádějí se bez lopatek i lopatkovaná. U jednokolových strojů, dmychadel i ventilátorů, je proud z oběžného kola veden přímo do bezlopatkové spirální skříně (obr.100 a 108) a pak do spotřebiče. Jejím úkolem je převést symetrické proudění kolem osy rotace do výtlačného potrubí. Zároveň se spirálou snižuje rychlost proudění plynu,takže tlak vzrůstá. Vícestupňové RTK využívají spirály také k odvádění plynu do mezichladičů a u posledního kola k odvádění plynu do výtlačného potrubí. Připojení mezichladiče 2 pomocí

v2

v1

p2 = konst

p1= konst

2pol

2ie

13

6 5 4

T

s

84

výtlačné spirály 1 je na obr.109. Po průchodu chladičem je plyn odváděn zpět do kompresoru sací spirálou 3 do dalšího stupně.

Obr. 108 Jednokolové turbodmýchadlo

Obr. 109. Připojení mezichladiče

Průřezy spirály mají různé tvary, kruhové či lichoběžníkové, zpravidla symetrické k difuzoru. Poněvadž se energie z venčí do proudu za rotorem už nepřivádí, počítá se průřez spirály podle zákona r . cu = konst a r . cm = konst [m2.s-1] (111)

Mezistupňové difuzory bývají zpravidla lopatkové a navazují bezprostředně na vratné lopatky (obr. 102) V sestavě průtočných částí RTK na obr. 110 je bezlopatkový difuzor oddělený od vratného kanálu mezistěnou.

1 3 2

85

Obr. 110 Mezistupňový difuzor

6.11 CHLAZENÍ TURBOKOMPRESORŮ Aby se stlačování alespoň částečně přiblížilo k ději izotermickému, provádí se u vícestupňových kompresorů mezistupňové chlazení, zpravidla po dvou nebo třech stupních. Umístění trubkových chladičů pomoci výtlačné a sací spirály je na obr.109. Chlazením se dosahuje snížení příkonu a objemových průtoků i zvýšení střední měrné hmotnosti a vyšších tlakových poměrů v jednom stupni. Optimální tlakový poměr v jednom stupni je podobně jako u pístových kompresoru

zcI

1σσ =

Na obr.111 je zaznamenán průběh stlačování vzduchu v šestistupňovém RTK se dvěmi chladiči v T-s diagramu. Obr. 111 T-s diagram šestistupňového RTK

T

s

tdVI=126°C

tdIV=137°C

tdII=115°C

tnI=15°C

tnIII=33°CtnV=33°C

ps=0,1

MPa

0,22M

Pa

0,215

MPa

0,44

MPa

0,43

MPa

p d = 0

,9M

Pa

86

6.12 ENERGETICKÉ CHARAKTERISTIKY Hlavní energetické charakteristiky (obr.112) tlakové, příkonové a účinnostní se sestavují z naměřených údajů.

Obr. 112 Hlavní energetické charakteristiky RTK

Charakteristika tlaková Y = f( dV& )

Poněvadž ke zvyšování měrné energie dochází zejména zvyšováním tlaku, je tato závislost označován jako charakteristika tlaková. Mnohdy je uváděna i jako závislosti celkového tlakového poměru cσ = f( dV& ), nebo také jako Δp = f( dV& ).

Má v I.kvartále vypouklý tvar s maximem v kritickém bodě K, který jí rozděluje na větev stabilní a labilní. Provoz ve stabilní části se vyznačuje přizpůsobivosti stroje měnícím se odběrům plynu i nahodile zvýšeným odporům napojeného spotřebiče snížením objemového průtoku a současným zvýšením měrné energie. V labilní větvi to již neplatí. V případě, že turbokompresorem je do spotřebiče dodávano větší množství plynu než v současnosti odebírané, dochází k nestabilnímu provozu - pumpování. Po dosažení kritického bodu K, přechází provoz stroje skokem do oblasti zpětného proudění (bod C), plyn proudí z výtlaku zpět do sání, tlak v soustavě klesá. Po dosažení nejnižší hodnoty v bodě D, vrací se provoz kompresoru opět skokem do pracovních podmínek stabilní větve (B). Celý proces se opakuje s velkou frekvencí zavisející na vlastnostech soustavy kompresor + spotřebič. Pumpování se projevuje kolísáním smyslu a velikosti proudu, což je spojeno s výrazným hlukem a nerovnoměrným zatížením celého soustrojí. Mechanickému poškození lze zabránit antipompážní regulací. Charakteristika příkonová Psp = f( dV& )

má převážně kladnou směrnici. Příkon s klesajícími odpory spotřebiče (rostoucí výkonnosti) narůstá. Charakteristika účinnosti spη = f( dV& )

dosahuje nulových hodnot v bodech Y=0 a dV& =0. Její maximum má ležet v oblasti stabilní části charakteristiky tlakové.

OBLAST BRZDNÁ LABILNÍ STABILNÍ BRZDNÁ

PRŮTOK ZPĚTNÝ NORMÁLNÍ

PRACOVNÍ POSITIVNÍ NEGATIVNÍ VÝŠKA

A

B

K

D C

0

ηsp

ηspmax

Y

Ymax

ηsp

Psp Psp

dV& doptV&mindV&

87

6.13 PROVOZNÍ BOD Tímto názvem označujeme průsečík (P) tlakové charakteristiky kompresoru s odporovou charakteristikou spotřebiče S. Jeho poloha udává objemový průtok tekutiny protékající soustavou i zvýšení měrné energie, potřebné k překonání odporu spotřebiče. Je-li tlaková charakteristika doplněna charakteristikou účinnostní a příkonovou (obr.113) lze současně odečíst hodnoty těchto veličin.

Obr.113 Provozní bod na tlakové charakteristice

6.14 REGULACE RADIÁLNÍCH TURBOKOMPRESORŮ U radiálních turbokompresorů se využívají regulace :

- změnou otáček, - škrcením v sání, - škrcením ve výtlaku, - odfukováním přes expanzní turbínu nebo přímo do okolí, - přepouštěním do sání, - antipompážní. 6.14.1 REGULACE ZMĚNOU OTÁČEK Vliv změny otáček na výkonnost kompresoru můžeme vyhodnotit z rovnosti objemových součinitelů pro původní a regulovaný stav. Odtud konst.nVd =& [m3.s-1] (112)

t.j. objemový průtok závisí na otáčkách lineárně. Podobně z rovnosti součinitelů tlaků odvodíme parabolický vztah 22

dVkonst.konst.nY &== [J.kg-1] (113)

a konečně z rovnosti součinitelů příkonů ϕφ .′=λ lze odvodit kubickou závislost příkonu na otáčkách:

33

dVkonst.konst.nP &== [W] (114) V praxi lze využívat odvozených rovnic jen v případech malých změn otáček. Jinak je průběh sledovaných změn vyhodnocován experimentálně pomoci tzv. pole charakteristik (obr.114). Jejich pomocí se stanoví optimální pracovní podmínky s nejlepší účinnosti.

stabilní oblast labilní oblast

K

PPsp

Psp

S

0

ηsp

ηsp

Δp

Δp

dV&PdV −

&

optdV −&

88

Obr. 114 Pole charakteristik při regulaci změnou otáček Regulace změnou otáček je nejekonomičtější. Používá se jí proto vždy, je-li kompresor poháněn parní nebo spalovací turbínou. Odstavování soustrojí je extrémem změny otáček, připouští se při paralelní spolupráci několika strojů.

6.14.2 REGULACE ŠKRCENÍM V SÁNÍ se provádí změnou otevření uzavírací armatury v sacím potrubí kompresoru. Je to

nejběžnější způsob regulace RTK poháněného elektromotorem při stálých otáčkách, energeticky však málo hospodárný. Důsledky popsaného zásahu lze odvodit z izoentalpického děje, který popisuje škrcení. Označíme-li veličiny po regulačním zásahu křížkem, platí úměra

+++==

sp

sp

d

d

1

1

P

P

mm

pp

&

& - (115)

Využití těchto vztahů k sestrojení charakteristiky tlakové a příkonové je naznačeno na obr.115.

Obr. 115 Změna charakteristik při regulaci škrcením v sání

0,6n 0,8n n 1,2n

1ηη

max=

0,80 0,

85 0,90

0,95

AAr

K

optdV −& dV&

Δp

Δpopt

0

pumpovní mez

pum

povn

í mez

dm&

p

+1p

1p

2p +2p

89

Škrcení v sání se využívá také na zkušebnách při měření charakteristik, jestliže není k dispozici potřebný příkon. Měří se jen "exhaustorová" charakteristika s výtlakem otevřeným do atmosféry a "kompresorová" charakteristika se přepočítává. Potřebný příkon při zkoušení klesá až na jednu osminu. 6.14.3 REGULACE ŠKRCENÍM VE VÝTLAKU

využívá zvyšování odporu spotřebiče přivíráním uzávěru ve výtlačném potrubí k posunu pracovního bodu k nižší výkonnosti. Zásah je omezován pumpovní mezí. Vzhledem k tomu, že poloha pracovního bodu se přizpůsobuje okamžité hodnotě odporu spotřebiče, jedná se zde vlastně o autoregulaci.

6.14.4 ANTIPOMPÁŽNÍ REGULACE

reaguje na možnou pompáž otevřením přepouštěcího ventilu na výstupu s následným odfukem přebytečného plynu do okolí. Je doprovázena velkým hlukem a poněvadž příkon zůstává stálý, je to regulace nehospodárná i když na druhé straně jednoduchá. U vzácných plynů se plyn přepouští do sání po seškrcení a ochlazení na požadovanou hodnotu. 6.14.5 REGULACE ZMĚNAMI PRŮTOČNÉ ČÁSTI

Natáčením lopatek předřazeného vstupního statoru je ovlivňován směr vektoru absolutní rychlosti c1 na vstupu do rotoru. Z Eulerovy rovnice vyplývá důsledek změny obvodové složky c1,u na měrnou energii Y. Změna meridiální složky u1,m pak reguluje výkonnost dV& .

Při změně výkonnosti během regulačního zásahu dochází také ke změně rychlosti c1 na +

1c i ke změně směru relativní rychlosti w1 na +1w doprovázené vstupním rázem na hraně

lopatek a poklesem účinnosti. Na obr. 116. je v rychlostním trojúhelníku naznačen rozklad relativní rychlosti +

1w a vznik rázové složky wR.

Obr. 116 Vstupní ráz vyvolaný regulačním zásahem

6.15 DMYCHADLO S BOČNÍM KANÁLEM Je nově vyvinutým typem lopatkových dynamických kompresorů. Schéma těchto periferálních dmychadel je na obr. 117. Do bočního bezlopatkového kanálu 2 vtlačují plyn půlkruhové nebo též čtvrtkruhové lopatky rotoru 1. Boční kanál je rozdělen radiální přepážkou 3 na část sací a výtlačnou. Vysokými otáčkami až 70000 min-1 je plyn urychlován a rozviřován, při čemž proudí z komůrek rotoru do bočního kanálu i zpět a při dopravě k výtlačnému hrdlu u přepážky se stlačuje. Jednoduchou konstrukci je dosahováno jen nízké energetické účinnosti, ale stlačení u malých výkonnosti (Vd,max = 500 m3.h-1) bývá až 3,5. Jako vývěvy dosahuji tyto stroje 90% vakua.

wR u1

c1

c 1

c 1+

w1 +

w1

90

Obr. 117 Schéma dmychadla s bočním kanálem

7. TURBOKOMPRESORY AXIÁLNÍ jsou rotační lopatkové stroje pro kontinuální stlačování plynů účinkem změny hybnosti proudu, protékajícího převážně po plochách válcových, souosých s osou rotace. Byly vyvinuty ve snaze po konstrukci kompresoru s vyšší účinnosti ke stlačování vzduchu pro spalovací turbíny. Při stejném průtoku jsou s ohledem na větší počet stupňů delší než RTK, mají však menší hmotnost i radiální rozměry a vyšší energetickou účinnost o 2 až 5%. Pro výkonnosti nad 15 m3.s-1vycházejí levněji, při velkých výkonnostech až o 30%, vyžadují menší obestavěný prostor. Vyrábějí se pro tlaky až 1,5 MPa a výkonnosti 10 000 až 2,5.106 m3.h-1, dosahují 3000 - 20000 otáček za minutu. Obvodová rychlost lopatek se volí do 260 m.s-1. Hlavní části (viz obr.118) jsou v podstatě stejné jako u stroje radiálního.

Na sací hrdlo 1 navazuje vstupní komora (sací spirála) 5 a předřazený vstupní stator 6. Základní energetickou část tvoří opět stupně 7 až 10 sestávající z rotorových a statorových lopatek. Oběžné lopatky jsou vsazeny do drážek vyfrézovaných na obvodu bubnu, zatím co difuzorové lopatky jsou vetknuty do tělesa statoru. Věnec oběžných lopatek se po délce průtočné části kompresoru střídá s věncem pevných difuzorových lopatek.

Obr. 118 Hlavní části axiálního turbokompresoru Ukázka rotorové lopatky, jejichž vstupní a výstupní hrany leží přibližně v radiálním směru je na obr. 119. Buben rotoru 3 se spojkou 15 uložený na axiálním 2 i radiálním 16

91

ložisku je vůči okolí těsněn labyrintovými ucpávkami 4 a 14. Před výstupní spirálou s výtlačným hrdlem 17 je umístěn usměrňovač proudu 11. U těchto kompresorů se plyn v průběhu celé komprese nechladí, protože vyvedení plynu mezi stupni je obtížné. Obr. 119 Ukázka rotorové lopatky Obr. 120 Lopatková mříž jednoho axiálního turbokompresoru stupně ATK

7.1 ZÁKLADY TEORIE ATK Teorie přeměn při průtoku axiálním turbokompresorem dosáhla v průběhu doby značného vývoje. Teorie kanálová využívaná u parních turbín dosáhla souhlasu výpočtu se skutečností jen v případě použití velmi hustého lopatkování. Druhý extrém, teorie profilová využívající teorie křídla vyhoví naopak pro velmi řídké lopatky. Rozteče lopatek u ATK jsou mezi oběma extrémy. Jako dosud nejvystížnější se ukázala teorie mřížová, definovaná podílem délky tětivy s a rozteče t lopatek. V rozmezí od s/t = 0 až ∞ postihuje celou oblast od nekonečně úzkého kanálu až po osamělý profil. Lopatková mříž vzniká omezením lopatek stupně válcovou plochou a rozvinutím tohoto řezu do roviny. Takto vznikají elementární rovinné lopatkové mříže rotoru a statoru u nichž se předpokládá dvourozměrné proudění plynu, neovlivněné účinky dějů třírozměrového proudění na okraji lopatek. Geometrie lopatkové mříže je definována v několika válcových řezech. Na obr.120 je zakreslen střední válcový řez. U radiálně dlouhých lopatek je v zájmu přesného popsání tvaru lopatky nutno definovat geometrii většího počtu válcových řezů. Teorie lopatkových mříží představuje samostatný obor v teorii kompresorů a přesahuje svým rozsahem rámec těchto skript. Je uvedena v [L12;L14]. Následně je pouze objasněn rozdíl mezi stlačováním ve stupni radiálního a axiálního kompresoru.

S

u

ca

w1w2 c2

c1

β1 β2 α1

α2

Obr.121 Rychlostní trojúhelníky ATK

c1

u

w1

w2

c4

c 2=c3

t

92

Vektor vstupní rychlosti c1 je veden lopatkovou mříži vstupního statoru tak, aby dosáhl axiálního směru. Zakřivením rotorových lopatek se při proudění dosáhne snížení relativní rychlosti w a tím také zvýšení tlaku p. Do statorové lopatkové mříže vstupuje plyn s rychlosti c3 shodnou s výstupní rychlosti c2. Aby axiální složky ca = wa zůstávaly konstantní, je s postupným stlačováním plynu současně zmenšován průtočný průřez pracovního prostoru. Ve statorové části se zakřivením lopatek opět mění směr absolutní rychlosti c3 na c4, aby nedocházelo k rázům na vstupu do dalšího stupně. Rychlostní trojúhelníky (obr. 121) se u ATK kreslí do jednoho obrazce. Předpokládejme, že k proudění pracovním prostorem ATK dochází na válcových plochách kde r1=r2 a u1=u2. Nyní se rozvinutý tvar Eulerovy rovnice změní na

22

22

21

21

22 wwccY −

+−

= [J.kg-1] (116)

Odtud je zřejmé že zvýšení tlakové i celkové energie axiálního stupně je podstatně

nižší než u stupně radiálního a to o hodnotu 2

21

22 uu −

, což je přírůstek tlaku vznikající

působením odstředivých sil. Pro zvýšení tlakové energie proto platí

⎥⎥⎥

⎦

⎤

⎢⎢⎢

⎣

⎡−⎟⎟

⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛=

−=

−

−1

2

1

1

21

22

21

κκ

pp..r.Tww

ρΔp

1κκ [J.kg-1] (117)

Poněvadž Machovo číslo1

1

awM = , při čemž pro stanovení kritické rychlosti (rychlost

zvuku) platí závislost 1.r.Ta κ= , lze z rovnice (117) odvodit poměrné stlačení v oběžném kole.

12

1

22

1

2 11−

⎥⎥⎦

⎤

⎢⎢⎣

⎡⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛−−==

− κκ

OK ww..M

21

ppσ κ

[-] (118)

Při růstu Machova čísla roste i poměrné stlačení. U stacionárních osových kompresorů M < 0,8, a poměr relativních rychlosti se značně liší od nuly. Proto tlakový poměr na prvním stupni nepřevyšuje hodnotu 1,2 až 1,3 a také zvýšení teploty v jednom stupni v porovnání s odstředivými kompresory je malé.

Z rychlostních trojúhelníků lze vyčíst, že:

u,u,u,u, wcwcu 2211 +=+= takže: u,u,u,u, wwcc 2112 −=−

Pak můžeme pracovní tvar Eulerovy rovnice vyjádřit vztahem

( ) ( )u,u,u,u, ww.ucc.uY 2112 −=−= [J.kg-1] (119)

Poněvadž stále platí, že rychlost proudění v axiálním směru se nemění, roste i podle tohoto vztahu měrná energie Y úměrně s poklesem relativní rychlosti.

93

ZTRÁTY se podobně jako u RTK člení na ztráty vznikající netěsnostmi, ztráty hydraulické a

mechanické. Opět platí, že celková účinnost mhsp .ηλ.ηη =

Vnitřní netěsnosti v mezerách mezi špičkami lopatek i netěsné ucpávky na sací straně umožňují vznik cirkulačních proudů, netěsnosti ucpávky hřídele na výtlačné straně a ucpávky vyrovnávacího pístu pak netěsnosti vnější. Hydraulické ztráty jsou zejména profilové (třením na povrchu lopatky), sekundární (po vzniku přídavných proudů) a anulární (třením na válcových stěnách kanálů).

7.2 ENERGETICKÉ CHARAKTERISTIKY ATK Energetické charakteristiky (obr. 122) se vyznačují velkou strmostí a malým pracovním rozsahem v oblasti vyšších hodnot objemových průtoků.

Obr. 122 Energetické charakteristiky axiálních kompresorů

Charakteristika tlaková sestává pouze ze stabilní větve začínající v důsledku odtržení proudu kritickým

bodem a pak prudce padá k maximálnímu průtoku, kdy již je dosaženo kritické rychlosti proudů a zahlcení lopatkové mříže. Charakteristika příkonová

kopíruje průběh charakteristiky tlakové, s rostoucím průtokem příkon klesá. Charakteristika účinnosti

má v dobrých případech své maximum vpravo od kritického bodu a pak rychle klesá. Pole charakteristik

u ATK (obr.123) se vyznačuje nespojitosti pumpovní meze. Při zvyšování otáček se zvětšuje strmost tlakových charakteristik. Obr. 123 Pole charakteristik ATK Obr.124 Schéma rozdělení tlaku na rotor RTK

Δp

Δp

Psp

Psp

ηsp ηsp

0 dminV& dmaxV&

dV&

Δp

0,6n 0,8n n 1,2n

1ηη

max=

0,80 0,

85 0,9

0

0,95

pum

povn

í mez

+F -Fp2

p2

p1

r 2

r 1

Fa

94

7.3 AXIÁLNÍ SÍLA V důsledku rozdílů tlaků na sací a výtlačné straně rotorů dochází u turbokompresorů ke vzniku axiální síly Fa , která se snaží posouvat rotor v osovém směru k sací straně. Zjednodušené schéma na obr. 124 vysvětluje tento jev u radiálního stupně. Síla +F na nosný kotouč ve směru k sání od tlaku p2 je: 2

2.p.rF π=+ .

V opačném smyslu působí síla -F od tlaku p2 na krycí kotouč + síla od tlaku p1 na nosný kotouč:

( )[ ]12

122

12

2 .p.r.prr.F ππ +−−=−

Při zanedbání rozměru hřídele a náboje platí zjednodušeně pro výslednou axiální sílu u radiálního stupně vztah ( )12

21 pp.rFa −= π [N] (120)

Vzhledem ke značné velikosti této síly není účelné ji zachycovat jen axiálním ložiskem. Ke snížení této síly slouží konstrukční uspořádání rotoru s vyrovnávacím kotoučem podle obrázku 125.

Obr. 125 Rotor RTK s vyrovnávacím kotoučem Vyrovnávací kotouč, nasazený na hřídelí za oběžným kolem posledního stupně má na vnějším obvodě válcovou plochu s labyrintovou ucpávkou, zachycuje zpravidla jen asi 75% osové síly. Zbytek „nese“ axiální ložisko. U jednostupňových RTK s oboustranným sáním vyrovnávací kotouč odpadá.

2

1

p2

p1 p2 ps

r 2

r 1

oV&

95

8. POHON TURBOKOMPRESORŮ Poněvadž turbokompresory jsou stroje rotační a rychloběžné je výhodné, aby poháněcí agregát byl stejných nebo podobných vlastností. Těmto požadavkům nejlépe vyhovují parní i spalovací turbíny a elektromotory. PARNÍ TURBÍNY

se vyznačují dobrou účinnosti v poměrně širokém rozsahu otáček i zatížení. Doporučují se k použití v místech kde je k dispozici hospodárně pracující parní centrála. Jestliže v provozních podmínkách pracuje turbína trvale s nižším než nominálním výkonem, projevuje se snížením účinnosti. Proto se, vzhledem k obvykle nedostatečné přesnosti projekčních podkladů při stanovování výkonových parametrů kompresorových soustrojí, volí rezerva výkonu parní turbíny co možná nejmenší, nebo se raději vybavuje přetěžovací regulací. Vzhledem na nejčastěji používané otáčky turbokompresorů v rozmezí 3000 až 8000 ot.min-1 není nutné mezi turbínu a kompresor vkládat převody. Zásadní nevýhodou parních turbín je veliká složitost a rozměrnost celého zařízení, vysoké investiční a provozní náklady. Dlouhá, několikahodinová doba potřebná k najetí určuje parní turbíny k trvalému nebo alespoň dlouhodobému provozu, velkých turbokompresorů. Tyto obecné závěry je možno dále doplnit podle druhu parní turbíny. Protitlaká turbína

s poměrně vysokým vstupním tlakem a teplotou páry je vzhledem k menším zpracovávaným entalpickým spádům vhodná především pro výkony menší než 5 MW. Vzhledem k tomu, že výstupní pára je využívaná pro další účely, např. otápění, dociluje se zlepšení tepelné účinnosti celého zařízení. Kondenzační turbína

se používá k pohonu turbokompresorů s vysokými příkony 5 až 20 MW. Termická účinnost celého zařízení je menší než v protitlakém provedení o ztráty tepla odvedeného v kondenzátoru. Odběrová turbína

s regulovaným odběrem je výhodným pohonným agregátem velkých turbokompresorů i při proměnném zatížení. Jejím využíváním se dosahuje lepších účinnosti než u turbín kondenzačních, jestliže je dostatečná a smysluplná spotřeba odpadního tepla. SPALOVACÍ TURBÍNY

pracují s nízkými účinnostmi, které se navíc prudce zhoršují při změně zatížení vůči optimálnímu provoznímu stavu. Pracují v rovnotlakém otevřeném cyklu a jsou vhodné jen tam, kde je k dispozici levné tekuté palivo nebo plyn, na příklad v kompresorových stanicích dálkových plynovodů. Zde je k dispozici pro spalování dopravovaný plyn, spotřeba chladicí vody je malá a soustrojí lze dálkově ovládat, což je výhodné zejména při nasazení v odlehlých oblastech.

ELEKTROMOTORY

mají ve srovnání s turbínami řadu důležitých předností. Jednoduchost stavby, malé rozměry a hmotnost, nízké pořizovací a provozní náklady, rychlý start a převzetí zatížení v desítkách vteřin, vysokou provozní spolehlivost a nenáročnou údržbu. Nevýhodou jsou pro pohon turbokompresoru nízké otáčky i dvoupólových motorů, vyžadující vřazování zrychlujících převodových skříní se všemi neblahými důsledky. Kontinuální změna otáček je buď vůbec nemožná nebo realizovatelná pouze ve velmi úzkém rozmezí. Větší změny otáček umožňují pouze komplikované a drahé motory. Téměř výhradně se využívají elektromotory k pohonu pístových kompresorů, které jsou ve srovnání s turbokompresory stroje pomaluběžné. U velkých pístových kompresorů s konstantními otáčkami je motor spojen převážně přímo s klikovou hřídelí a jeho rotor slouží současně jako setrvačník. U malých kompresorů je již přímé spojení nákladné, používá se převodu „do pomala“ klínovými řemeny.

96

9. PARALELNÍ A SÉRIOVÁ SPOLUPRÁCE KOMPRESORŮ Jestliže jeden kompresor není schopen dodat potřebné množství plynu, nebo nedostačuje-li zvýšení měrné energie Y, kterou vytváří jeden stroj, je možné pro splnění daného požadavku provozovat dvě nebo více soustrojí vedle sebe – paralelně či za sebou - seriově.

Provozní stavy spolupracujících strojů se stanovují ze součtové tlakové charakteristiky, na které leží průsečík s charakteristikou odporu spotřebiče - provozní bod.

PARALELNÍ SPOLUPRÁCE Paralelní spolupráce je omezena pumpováním stroje s nejnižším tlakem na pumpovní mezi (na obr.126 je to stroj označený jako II). Proto je výsledná, součtová charakteristika sestrojována sčítáním výkonnosti jednotlivých strojů při konstantní měrné energii jen do tlaku pumpovního bodu KII. Průsečíky s odporovou charakteristikou vyhodnocují výkonnost soustrojí ve všech alternativách zapojení.

Před řešením jsou charakteristiky spolupracujících strojů redukované na stejnou hustotu a do stejného místa v sání. Výsledná charakteristika má menší strmost než složkové křivky.

Obr. 126 Paralelní spolupráce dvou turbokompresorů

SÉRIOVÁ SPOLUPRÁCE Jestliže je charakteristika odporu spotřebiče velmi strmá, nebo má ještě statickou část, pak paralelní řazení nevede k žádoucímu zvýšení objemového průtoku. V těchto případech, ke kterým dochází např. v chemickém průmyslu, je možná spolupráce sériová. Nyní se sčítají (viz obr. 127) souřadnice měrné energie Y, dílčích tlakových charakteristik, na stejné výkonnosti dV& = konst. Zde je respektována podmínka využitelnosti od kritického bodu KII s největší výkonnosti, při jehož dosažení přechází soustrojí do režimu nestability.

Obecně platí, že sériový provoz vede k větší strmosti výsledné charakteristiky a ke zúžení použitelného rozsahu objemových průtoku soustavou. S ohledem na tyto okolnosti jeví se výhodně pro spolupráci stroje se

Y

YYmax

YI

YII

NEVHODNÁ ÚČELNÁ

dIIV&

dIV& dIIV&

dV&

KI

KII

S

dIV& dIIV& dIIdI VV && +

Obr. 127 Sériová spolupráce turbokompresorů

Y

Y

YI

YI YII

dmaxV&

dminV& dV&

NEVHODNÁ ÚČELNÁ

KI

KII

S

dIIdI VV && +

97

stejnými charakteristikami, neboť pak jeden z nich neomezuje parametry celé soustavy. To platí i pro sériovou spolupráci jednotlivých stupňů u vícestupňových strojů. Stejné postupy se uplatňují i při řešení spolupráce strojů dynamických a objemových. Někdy se v případě potřeby zvýšeného tlaku používá dotlačovací kompresor v sériovém zapojeni podle obr.128. Jako dotlačovací se v současnosti uplatňují kompresory šroubové.

Obr.128 Schéma zapojení dotlačovacího kompresoru

10. KOMPRESOROVÉ STANICE Nevýhodou zařízení závislých na dopravě stlačeného plynu jsou těžkosti vyplývající z rozvodu tlakové energie na jednotlivá pracoviště. Montáž vzduchového potrubí je poměrně náročná, vyžaduje dobré ukotvení zamezující jeho kmitání, často vyvolávané pulsacemi plynu. Při tom je nutno dosáhnout dobrého utěsnění spojů, které je základní podmínkou minimalizace ztrát. Uspořádání tlakovzdušných systémů i kompresorových stanic se odvíjí od technicko-ekonomických rozborů a modelování provozních situací. Jsou provozovány : ústřední (centrální) stanice

s jedním nebo několika velkými kompresory a s rozsáhlou potrubní síti. Kompresory pracují s dobrou účinnosti. Nevýhodou jsou značné tlakové a objemové ztráty, u chladicích zařízení také ztráty tepelné. decentralizované stanice

s malými,avšak plně automatizovanými kompresory v blízkosti spotřebiče. Úspory investičních nákladů na rozsáhlé rozvodné sítě často převýší úspory vznikající soustředěním komprese do ústřední stanice. U kolísavé spotřeby stlačeného plynu není účelné soustřeďovat celou výkonnost stanice do jednoho kompresoru. S větším počtem strojů rostoucí stavební náklady jsou vyvažovány instalací jeřábů o menší nosnosti, event. se lze obejít bez jeřábů. Až 85% ztráty energie vznikající při využívání tlakovzdušné energie můžeme rozdělit do tří skupin : - ztráty související se stlačováním vzduchu v kompresorech, - ztráty ve spotřebičích a - ztráty v rozvodném potrubí. Velký podíl na celkových ztrátách mají tlakové a objemové ztráty v síti, zpravidla přesahující 30% podíl z celkové energie vynaložené na výrobu stlačeného plynu.

10.1 SKLADBA KOMPRESORŮ V KOMPRESOROVÉ STANICI Využití energie přiváděné k pohonu strojů v kompresorové stanici je rozhodujícím způsobem ovlivňováno volbou : - počtu, - výkonnosti, - použité regulace instalovaných jednotek.

Tradiční a dříve velmi časté uspořádání již tomuto záměru nevyhovuje. Mnohé stanice pracují s jedním kompresorem pro základní zatížení, jedním strojem záskokovým a jedním kompresorem regulovatelným stejné výkonnosti s regulovatelným počtem otáček.

98

Vhodnější je krytí základního zatížení dvěma kompresory o stejné výkonnosti, doplněnými jedním plynule regulovatelným strojem špičkovým. Menší jednotky pak kryjí i velmi kolísající odběr spotřebiče. I když toto je uspořádání investičně i prostorové náročnější, lze takto podstatně snížit náklady na energii při chodu naprázdno. Optimálním řešením je ovládání kompresorové stanice pomocí elektronického systému. Řízení je automaticky nastartováno v okamžiku, když základní kompresor dosáhne pevně nastavené hranice minimálního tlaku ve výtlačné síti. Pak nabíhá kompresor s regulací otáček oscilující kolem maximálního a minimálního tlaku ve výtlačné síti, podle požadované spotřeby stlačeného vzduchu.

Flexibilita takto vyprojektované stanice jde ovšem na úkor investičních nákladů. Stroje jsou však využívány bez jejich neekonomického běhu naprázdno.

10.2 ŘÍZENÍ PROVOZU KOMPRESOROVÉ STANICE

Řízení provozu kompresorové stanice má respektovat zásadu, podle níž se zatěžují jako prvé stroje s nejlepší účinnosti a při stoupajícím zatížení se postupně připojují méně hospodárné agregáty. Tato úloha se řeší pomocí energetických charakteristik, zakreslených do dispečerských diagramů. Ekonomická paralelní spolupráce dvou kompresorů s lineárními charakteristikami E1 a E2 je zaznamenána na diagramu 129. Pro nejnižší výkonnosti se používá stroj č. 1 s malým příkonem naprázdno a strmější charakteristikou, který je regulován v rozsahu 0 - A. V rozmezí A - B přejímá dodávku stlačeného vzduchu kompresor č. 2. S rostoucí spotřebou stlačeného vzduchu lze znovu zapojit samostatně agregát č.1 až do jeho maximální výkonnosti v provozním bodě C. Zvýšené požadavky řeší kompresorová stanice paralelní spoluprácí maximálně zatíženého stroje č. 2 a v rozsahu C - D regulovaného kompresoru č.1. Průběh energetických charakteristik u kompresorů nebývá vždy přímkový, kromě jiného závisí i na použitém druhu regulace.

Obr.129 Dispečerský diagram kompresorové stanice

K zajištění bezpečného bezobslužného provozu je dále nutné jeho automatické ochranné jištěním pozůstávající z blokování (přerušení) přívodu elektrické energie do motoru, jestliže: - poklesne tlak oleje, - stoupne teplota plynu ve výtlaku a v sání, - poklesne tlak v sání, - stoupne tlak ve výtlaku, - se zvýší zatížení elektromotoru (nadproudová ochrana), - chvění strojů překročí povolené meze.

0 A B C D 1

21

2max+1

Pc

E2

E1

E2max+ E1

dV&

99

OPTIMALIZACE PROVOZNÍHO TLAKU Zvyšování tlaku nad potřebnou mez je vždy doprovázeno nárůstem měrné spotřeby kompresorové stanice, což lze sledovat na obrázku 130 zvýšením příkonu kompresorů, je-li provozní tlak nastaven o 100 kPa výše než je účelné. Jestliže je např.v sítí tlak 700 kPa a spotřebiče vyžadují tlak pouze 600 kPa, je energetická náročnost výroby o cca 10 % vyšší, než by být musela.

Obr. 130 Energetická náročnost kompresorové stanice

10.3 DEGAZAČNÍ STANICE Intenzifikace dobývání černého uhlí, doprovázená zvýšeným vývinem metanu, vyžaduje nutná opatření ke snížení jeho obsahu v důlních větrech. Tam, kde je zvládnutí tohoto úkolu zvyšováním objemových průtoků větrů neekonomické, zavádí se degazace. Důlní degazace je soubor technických zařízení, který zachycuje uvolňující se metan, a izolovaně ho dopravuje do plynojemu na povrchu. Skládá se z degazačních vrtů, plynovodů, degazační stanice a plynojemu. Degazační stanice vytváří podtlak, potřebný k odsávání plynu pomoci vrtů z pohoří i k následnému překonání odporu při proudění plynu od vrtů do stanice. Tlak ve výtlačném potrubí zajišťuje dopravu metanu do plynojemu. Podle umístění rozdělujeme degazační stanice na : - pojízdné, s jedinou vývěvou umístěnou na podvozku, - lokální, situované v dole blízko výdušné jámy, - centrální, umístěné na povrchu u výdušné jámy. Při výběru vývěv pro degazační stanice je nutno brát v úvahu plynnatost odvětrávaného pole ovlivňující celkovou výkonnost stanice, i minimální počet instalovaných jednotek. Pro spolehlivost nepřetržitého provozu je nutno vyčlenit jeden stroj k nutným opravám a jeden stroj záložní. V našich hlubinných dolech odsávají centrální degazační stanice 1 500 až 15 000 m3 plynu za hodinu, nejčastěji pomocí tří až osmi vodokružných vývěv v jedné stanici. Jejich celkový tlakový poměr cσ je barometrickým tlakem rozdělen na dvě části. Potřebná deprese (záporný tlakový rozdíl ve směru proudění) 10 až 20 kPa přímo u čela degazačního vrtu společně s odporem plynových sítí na sací straně vyžaduje, aby vývěvy dosahovaly v běžných provozních podmínkách podtlaku 30 až 45 kPa. Tomu odpovídá tlak v sacím hrdle vývěvy pn = 55 až 70 kPa. Jestliže vývěvy pracují bez následně v sérii zapojeného kompresoru, překonávají také odpory ve výtlačném potrubí, takže tlak ve výtlačném hrdle bývá 150 kPa i vyšší. Pro uvedené pracovní podmínky dobře vyhovují jednoduché objemové vývěvy s rotačním pohybem pístu . I když nejrozšířenější jsou vývěvy vodokružné, budou v této oblasti perspektivní bezmazné vývěvy šroubové, zejména pro zvýšené tlaky ve výtlačném potrubí.

400 450 500 550 600 650 700 750 800 850 900

provozní tlak [kPa]

30% 25% 20% 15% 10% 5%

zvýš

ení e

nerg

etic

ké n

ároč

nost

i

100

10.4 VOLBA NEJVHODNĚJŠÍHO DRUHU KOMPRESORU Před volbou nejvhodnějších druhů a typů kompresorů v daných provozních podmínkách je nutno posoudit jejich technické parametry, přednosti i nedostatky. Pístové kompresory

jsou vhodné pro výkonnosti 1 až 10 000, výjimečně i 20 000 m3.h-1, zejména jde-li o vysoké tlaky až 500 MPa (celkové tlakové poměry dosahované jednotlivými druhy kompresorů lze odečíst z diagramu na obr.131). Mají velmi dobrou účinnost, snadno se svým ventilovým rozvodem přizpůsobují proměnlivému tlaku v potrubí. Regulace je hospodárná v širokých mezích. Nevýhodou je znečisťování stlačeného plynu mazacím olejem, množství částí podléhajících rychlému opotřebení (ventily, klikový mechanizmus), pulzace plynů ve výtlačném potrubí a nevyvážené setrvačné síly i momenty zatěžující základ vibracemi. Šroubové kompresory

stlačují vzduch kontinuálně, v bezmazném provedení bez znečištění. Mají malé rozměry, dobrou účinnost a vyvážené rotory, nevyžadují těžké základy. Nedostatkem je vestavěný tlakový poměr a velký hluk vysoké frekvence. V bezmazném provedení se uplatňují pro dodávku 350 až 40 000 m3 vzduchu za hodinu. S vnitřním olejovým chlazením jako stroje jednostupňové dosahují tlaku 0,8 Mpa a výkonnosti od 50 do 3 000 m3.h-1. Turbokompresory

jsou jednoduché, rychloběžné lopatkové stroje, často poháněné parními turbínami. Při pohonu elektromotorem se používá převod dorychla. Ve srovnání s pístovými kompresory mají menší rozměry i hmotnost, velkou výkonnost a rovnoměrnou, plynulou dodávku čistého vzduchu bez stop oleje. Základy těchto strojů nejsou zatěžovány nevyváženými setrvačnými silami. Nevýhodou je nižší dosahovaná účinnost (při srovnávání s pístovými kompresory je nutno uplatnit vztah (18)), malý regulační rozsah omezený pumpovní hranicí. Provozní vlastnosti jsou podstatně ovlivňovány tvarem pracovní charakteristiky, zejména při paralelní spolupráci. Jsou nevhodné pro malé výkonnosti. Radiální turbokompresory se staví pro dopravovaná množství od 1 000 do 200 000 m3.h-1, axiální stroje od 10 000 do 2 500 000 m3.h-1.

SK – stojaté pístové kompresory

BK – boxerové kompresory ZK – šroubové kompresory RTK – radiální turbokompresory ATK – axiální turbokompresory

Obr. 131 Pracovní oblasti hlavních druhů kompresorů

102 103 104 105 106 107

dV& [m3.h-1]

100

10 1,0

0,1

p d

[MP

a]

BK

RTK

SK

ZK ATK

101

11. ENERGETICKÉ BILANCE Podstatu probíhajících dějů při transformacích energie by měly objasnit energetické bilance, avšak v podobě, jaké jsou dosud publikovány v technické literatuře nevystihuji probíhající děje exaktně. Při zpracovávání je opomíjena skutečnost, že energie se do kompresoru přivádí nejen pohonem, ale také nasávaným plynem a chladicí vodou. K vysvětlení pochodů probíhajících v kompresorech je také nezbytné členění energie na exergii a anergii i rozlišení ohřevu přímého a termodynamického.

11.1 ENERGETICKÉ BILANCE ZKRÁCENÉ Je-li při zpracovávání energetických bilancí zanedbávána energie přiváděné do kompresoru nasávaným plynem, je jimi naznačováno, že téměř celá energie přiváděná k pohonu stroje je odvedená do okolí chlazením. Tuto myšlenku podporuje skutečnost, že zvýšení entalpie hmotového toku po stlačení bývá zpravidla nepatrné a pak výkon kompresoru ( energie předaná stlačovanému plynu ): ( ) dnduž m.iiP &−= [W] (121)

je položka zanedbatelná. Transformace energie přiváděné k pohonu stroje na tlakovou energii plynu tj. exergii, kterou lze dále využívat, není v takto zpracované bilanci zjevná. Jako příklad je na obr.133 uvedena energetická bilance vzduchového, třístupňového kompresoru 1TLK 720, jehož schéma a diagram proudu je na obr.132a a 132b.

Obr. 132a Schéma kompresoru 1TLK 720

102

Obr. 132b Diagram proudů kompresoru 1TLK 720

Obr. 133 Zkrácená energetická bilance třístupňového kompresoru Podle takto sestavené zavádějící zkrácené bilance se z přiváděného příkonu Psp = 326 kW do stlačovaného plynu transformuje jen část Puž = 9,0 kW nezbytná ke zvýšení entalpie plynu , zbytek 317 kW je údajně odváděn do okolí : - chlazením prvního stupně Ichl,Q& = 74,0 kW, t.j. 22,70 % z Psp - chlazením druhého stupně IIchl,Q& =115,0 kW, t.j. 35,30 % z Psp

I.stupeň

II.stupeň

III.stupeň

dV&

nV&

sV&

tV&

vsIV&

uIIV& vI

IIV&

vII

V&

pII

V&

pII

IV&

+

vIV&

pI

V&

cirk

ulač

ní p

oudy

KOMPRESOR

Pc = 326kW

18,5kWZM =&

6,5kWZN =&

10kWZS =&

93kWQCHIII =&

115kWQCHII =&

74kWQCHI =&

9kWPUŽ =

103

- chlazením třetího stupně IIIchl,Q& = 93,0 kW, t.j. 28,50 % z Psp - netěsnostmi NZ& = 6,5 kW t.j. 2,00 % z Psp - sáláním a chlazením mazacího oleje SZ& = 28,5 kW t.j. 8,74 % z Psp

Takto pojímaná přeměna vedla k tomu, že u kompresoru nejsou k posouzení jejich užitné hodnoty používány účinnosti přímé, srovnávající výkon a příkon stroje tak, jak vyplývají ze zkrácených bilancí. Tím se zamezí tomu, aby ideální izotermická komprese byla hodnocena nulovou účinnosti. V námi sledovaném ději by přímá účinnost dosáhla hodnoty pouze

027603269 ,

PPη

sp

užp ===

poněvadž entalpie technickou pracovní schopnost stlačovaného plynu (exergii)

nevyjádřuje. O užitečném využití energie přiváděné k pohonu kompresoru nás lépe informují bilance exergetické, které registrují zvýšení tlakové práce stlačeného plynu, zvýšení jeho pracovní schopnosti, zvýšení jeho exergie.

11.2 EXERGETICKÉ BILANCE U transformačních procesů sledujících změny stlačitelných tekutin je nezbytné k exaktnímu popisu děje zpracovávat bilance exergetické. Tím jsou získávány podklady k hodnocení technického stavu stroje, k nalezení ekonomického optima i posouzení konstrukce jednotlivých částí stroje.

Obr. 134 Exergetická bilance Na obr.134 je takto hodnocen opět sledovaný kompresor. U něj je ke zvýšení exergie (převážně tlakové práce) plynu využito užE& = 198,5 kW, takže exergetická účinnost

6090326

5198 ,,PE

ηsp

užex ===

& [-] (122)

Zbývající proud exergie (127,5 kW) lze členit na exergetické ztráty, které postupně

degradují odváděním do okolí a proud exergie QE& = 92,5 kW převáděnou do chladicí vody

(viz. IQ& , IIQ& a IIIQ& na obr.132a a 133).

18,5kWEZM =&

6,5kWEZN =&

10kWEZS =&

92,5kWEQ =&198,5kWEUŽ =&

326kWPC =

104

Ztráty exergie vznikají :

- třením v klikovém mechanismu mz,E& = 18,5 kW t.j. 5,70 % z Psp - sáláním tepla z povrchu zařízení sz,E& = 10,0 kW t.j. 3,07% z Psp - netěsností pracovního prostoru Nz,E& = 6,5 kW t.j. 2,00 % z Psp

Podrobnější postup při zpracování exergetických bilancí i vyhodnocení přímých exergetických účinností je uveden v literatuře [L7]. Vzájemné srovnání obou bilancí vzbuzuje rozpaky. Zkrácená bilance energetická nás informuje, že převážná část přiváděné energie je při probíhající transformaci odváděná do okolí. Naopak bilance exergetická dokladuje přednostní uplatnění přiváděné energie k zvyšování tlakové práce komprimovaného plynu. Dokonalou představu o přeměnách energie přiváděné k pohonu kompresoru nás mohou informovat pouze energetické bilance úplné.

11.3 ENERGETICKÉ BILANCE ÚPLNÉ Při zpracovávání energetických bilancí nelze pominout, že do kompresoru se energie přivádí také nasávaným plynem. Úplná energetické bilance sledovaného kompresoru na obr.135 hodnotí jako energii přiváděnou do kompresoru součet entalpie nasávaného hmotového toku vzduchu In=216 kW a příkonu mechanické energie přiváděné na spojku Psp=326 kW.

Obr.135 Úplná energetická bilance Z kompresoru je energie odváděná stlačeným vzduchem (entalpie hmotového toku po stlačení Id = 225 kW), dále jako topný výkon TQ& = 282 kW i jako ztráty Z& = 35 kW. Šrafováním je zvýrazněna bilance exergetická, která je části bilance energetické. Pomoci takto zpracované bilance již lze probíhající procesy popsat vyčerpávajícím způsobem.

Id = 225kW

In = 216kW

Psp

198,5kWEuž =&

127,5kWA =&

35kWZ =&

TQ&189,5kWB =&

C&

105

Příkon kompresoru je ve skutečnosti využíván zejména ke zvyšování exergie stlačovaného plynu (proud užE& = 198,5 kW). K termodynamickému ohřevu chladicí vody

směřuje jen část QE& = 92,5 kW, ztráty Z& = 35 kW jsou odváděny přímo do okolí. Na ohřevu se však také s velké části podílí i energie přiváděná do kompresoru z okolí

(entalpie nasávaného plynu), v diagramu vyznačena proudem B = 189,5 kW. Jen zbytek C = 26,5 kW je převáděn do spotřebiče. Vzájemné porovnání obou bilancí lze také využít kruhových diagramů (obr.136) kde celý kruh znamená energií dodanou pohonem.

Obr. 136 Kruhové diagramy K názornějšímu vysvětlení probíhajících transformací se nabízí srovnání s tepelným čerpadlem.

11.4 KOMPRESOR JAKO TEPELNÉ ČERPADLO

Po vyjmutí proudů B& a QE& z úplné energetické bilance (viz. obr.135) do dílčího diagramu na obr.137 je celkový efekt termodynamického ohřevu zřetelně patrný. Lze jej vyhodnotit topným faktorem

053592

282 ,,E

Q

Q

T ===&

&ε [-] (123)

U kompresoru se k termodynamickému ohřevu využívá „jen“ 28,4% energie přiváděné k pohonu stroje, neboť kompresor v levotočivém otevřeném oběhu pracuje jako tepelné čerpadlo.

Údaje ze zkrácené energetické bilance vykazující 86,5% jsou zavádějící, pomíjí přívod tepla do kompresoru nasávaným vzduchem z okolí.

Zkrácená bilance

Úplná bilance

Ztráty netěsnostmi

2%

Ztráty netěsnostmi

2%

Ztráty sáláním achlazením

mazacího oleje 3%

Ztráty sáláním achlazením

mazacího oleje 3%

Zvýšení entalpie plynu

3%

Zvýšení práce-schopnosti

plynu 61%

Mechanické ztráty 6%

Mechanické ztráty 6%

Chlazení 86%

Chlazení28%

106

Obr. 137 Dílčí transformace

11.5 ZPĚTNÉ VYUŽÍVÁNÍ ODPADNÍHO TEPLA V současné energetické situaci je využívání všech alternativních zdrojů energie, mezi které se řadí nejen zdroje obnovitelné, ale také zdroje druhotné a to zejména odpadní teplo, nezbytné. Skutečně nemalým zdrojem nízkopotenciálního tepla jsou kompresory, které produkují prakticky bez přerušení. Při tom teplo odváděné chlazením dosahuje hodnoty až 80% energie přiváděné k pohonu stroje. Jestliže v našem hospodářství spotřebovávají kompresory odhadem 10 % vyráběné elektrické energie, lze teplo odváděné chlazením popsat tepelným výkonem 400 MW. Poněvadž výrobci velkých kompresorů se ne vždy touto problematikou zabývají a stará soustrojí nebyla z tohoto hlediska konstruována, nabízí se řešení tohoto problému i provozovatelům kompresorových souprav. Rekonstrukce zaměřené k využití topného výkonu musí upravit teplosměnné plochy mezistupňových chladičů i dochlazovačů, které jsou konstruovány " úsporně ". To má za následek jen malý rozdíl teplot vody na vstupu a výstupu z chladičů. Jestliže teplota chladicí vody na výstupu nepřesahuje 30 °C je využívání tohoto nízkopotenciálního tepla podmíněno rekonstrukcí chladicího systému. Před původní mezichladič se zařadí "předchladič" určený k využití odváděného tepla. Z původního chladiče se pak stává dochlazovač stupně. O hodnotě možného topného výkonu rozhoduje teplota plynu na výstupu ze stroje. V předběžných úvahách můžeme počítat s topným výkonem rovným 30% příkonu kompresoru. Renomovaní výrobci mazaných šroubových kompresorů již nabízejí podle přání zákazníku moderní jednotky se zpětným využíváním odpadního tepla. Nejjednodušší řešení nabízejí kompresory chlazené vzduchem při teplovzdušném vytápění či temperování např. výrobních hal. V tomto případě jsou kompresor, motor i chladiče chlazeny vzduchem, který po ohřátí slouží jako teplonosná látka.V letním období se teplo vypouští do okolí. U vodou chlazených kompresorů lze důmyslným řešením chladicího systému užitečně využívat teplo pro jakýkoliv předehřev nebo ohřev např. teplé užitkové vody a vytápění pomocí nízkoteplotních vodních soustav. K vysoké dokonalosti byl propracován systém využití tepla mazaných šroubových kompresorů uvedený na obr.138.

Mezichladič i dochlazovač jsou rozděleny na dvě části a seriově zapojeny do okruhu. Tím je zajištěno dostatečné chlazení kompresoru i v případě vysoké teploty chladicí vody na výstupu. Z upraveného okruhu chladicí vody lze získat vodu o teplotě až 90 °C. Množství zpětně získané energie může dosáhnout i 60 % z přiváděného příkonu.

92,5kWEQ =&

189,5kWB =&

282kWQT =&

93kWQCHIII =&

115kWQCHII =&

74kWQCHI =&

107

1 první stupeň ŠK, 2 druhý stupeň ŠK, 3 čerpadlo chladicí vody, 4 chladný prostor chladiče I°, 5 horký prostor chladiče I°, 6 horký prostor chladiče II°, 7 chladný prostor chladiče II°, 8 dochlazovač vzduchu, 9 olejový chladič, 10 zásobník teplé vody, 11 dochlazovač vody, 12 termostatický ventil.

Obr.138 Schéma systému zpětného využívání tepla u dvoustupňového bezmazného kompresoru

Na obr.139 je naznačeno zapojení olejového okruhu jednostupňového mazaného

kompresoru do topného systému. 1 vzduchový filtr, 2 mazaný ŠK, 3 zásobník oleje s filtrem a odlučovačem, 4 vzduchový chladič, 5 odlučovač vlhkosti, 6 zásobník TUV, 7 dochlazovač oleje

Obr.139 Schéma systému zpětného využívání tepla u jednostupňového mazaného kompresoru

9

1 311

4 5

8 7 6

2

10

12

13

1 2

5

7

36

4

108

12. PROUDOVÉ KOMPRESORY Proudové kompresory jsou energetické generátory sloužící k dopravě plynů, par a kapalin. Poněvadž nemají pohybující se části, jsou výrobně velmi jednoduché, provozně velmi spolehlivé a investičně nenáročné. Podstatným nedostatkem proudových kompresorů je velmi malá účinnost, obvykle nepřesahující 30%. Dělí se na ejektory pracující jako vývěvy a injektory, které se využívají ke stlačování do spotřebičů.

12.1 PROUDĚNÍ PRACOVNÍM PROSTOREM Pracovní prostor proudových kompresorů je sestaven ze vstupní komory (hlavy), směšovací komory a difuzoru. Schéma uspořádání ejektoru je na obr.140. V hlavě je umístěno přívodní potrubí

přivádějící pracovní látku (hmotnostní proud pm& ), která je zdrojem energie pro transportní procesy. Na konci přívodního potrubí je hnací dýza, řešena jako Lavalova, jestliže je žádoucí dosažení nadkritického proudění. V oblasti výstupního průřezu dýzy dochází k poklesu tlaku,

pod hodnotu tlaku z odsávaného prostoru. Rozdílem tlaku je přisáván proud nm& dopravované látky. Ve směru osy dýzy je na hlavu napojena směšovací komora umožňující turbulentní míšení obou proudů, přičemž část kinetické energie pracovní látky je předávaná látce dopravované. Výsledný proud pnv mmm &&& +=

je veden do difuzoru, v němž poklesem rychlosti mění část své kinetické energie v energii tlakovou tak, že tlak plynu převyšuje hodnotu tlaku ve

spotřebiči. Poměr pmnm

&

& je

označován jako ejekční součinitel u. Na základě tohoto zjednodušeného popisu pracovního procesu je na obr.141 znázorněn průběh tlaků a rychlostí. Plyn přiváděný k pohonu má před vstupem do ejektoru tlak p1 a rychlost w1 ( stav 1) a po expanzi v dýze (stav 2) tlak klesá na hodnotu p2, takže proud m´

p dosáhne rychlosti w2. Stav plynu 0 v odsávaném prostoru je popisován tlakem p0, který v přívodním potrubí po dosažení rychlosti w0 nepatrně klesá. Smíšením obou proudů ve směšovací komoře je dosaženo stavu 3 a po kompresi v difuzoru

má na výstupu z ejektoru proud směsi tlak p4 a rychlost w4 (stav 4).

nm& ; p0 ; w0

pm&

p1 w1

np mm && +

přívodní hrdlo

Lavalova dýza hlava směšovací difuzor komora

1 2 3 4

Obr. 140 Schéma proudového kompresoru

l

p

p1

p3 p0

pkr

p4

w2 w

w3

w4w1 w0

Obr. 141 Průběh tlaků a rychlostí 1 2 3 4

109

Tlaky proudů před vstupem a na výstupu z ejektoru jsou před jeho použitím předepsány. K požadovanému nasávanému množství nm& je proto nutno stanovit nezbytné

množství pracovní látky pm& k pohonu, vyhodnocením ejekčního součinitele u.

12.2 EJEKČNÍ SOUČINITEL Transformace energií, ke kterým dochází během expanze, míšení a komprese jsou popisovány nejprve za idealizujicího předpokladu, že všechny stavové změny jsou vratné, izoentropické a míšení je děj izobarický. Jsou znázorněny v i-s diagramu na obr.142 a všechny idealizované předpoklady jsou označeny indexem ie.

Při zanedbání kinetických energií můžeme nyní energetickou bilanci rozepsat do tvaru

( ) ie4,np.ie0n1p.ie .imm.im.im &&&& +=+ [J] (124)

Z této rovnice vyplývá, že

0ie4,

ie4,1

iep,

nie ii

iimmu

−−

==&

& [-] (125)

Obr. 142 Izoentropické změny Obr. 143 Nevratné změny v i-s diagramu v i-s diagramu

K výpočtu hmotnostního proudu pracovní látky mp,ie, za předpokladu, že všechny probíhající změny jsou vratné, zbývá stanovit entalpii i4,ie směsi po kompresi. Poněvadž v i-s diagramu je stav 4 průsečíkem izobary p4 = konst se spojnici stavů 1- 0, lze hledanou entalpii z diagramu na obr.142 odečíst. Pro skutečné, nevratné změny zatížené hydraulickými ztrátami, ke kterým v proudovém kompresoru dochází (viz. i-s diagram na obr.143), takto stanovený hmotnostní tok pracovní látky nestačí. Za předpokladu, že můžeme odhadovat ztrátový součinitel dýzy na př. ( Eη = 0,9) i

účinnost difuzoru ( Dη = 0,7) odvodil Baehr (L. 15) k výpočtu hmotnostního toku pm& vztah:

s

i

0

1

2ie

3ie

4ie

s

3

2

14

0

i

p2

p0

p4

p1

4ie

3ie

110

p

n

mm&

&=

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛−⎥

⎦

⎤⎢⎣

⎡⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛+

=21

21

21

1

111

ie

ieieDE

u

uu..ηη

u [-] (126)

Po stanovení hmotnostního proudu pracovní látky pm& již lze přikročit k návrhu

hlavních rozměrů např. podle L. 9.

12.3 CHARAKTERISTIKA A REGULACE Nejpoužívanější charakteristikou je závislost výstupního tlaku za difuzorem p4 nebo rozdílu tlaku p4 – p0 na ejekčním součiniteli u, který se mění se změnou tlaku nasávané látky. Při tom tlak látky pracovní zůstává konstantní. Slouží k posouzení zařízení při změně vstupních nebo výstupních hodnot. Na obr.144 jsou charakteristiky vysokotlakého proudového kompresoru během regulace škrcením průtoku pracovní látky (t.j. změnou jejího tlaku p1). Svislé ukončení charakteristiky je zapříčiněno dosažením kritické rychlosti v dýze. Obr. 144 Charakteristika proudového Obr. 145 Charakteristika ejektoru kompresoru Charakteristika ejektoru pro hodnoty p4 = 101 kPa je na obr. 145 doplněna i křivkou popisující změnu účinnosti. Přímá účinnost jako poměr výkonu ( )34nuž ii.mP −= &

a příkonu ( )21d ii.mP −= &

se od porovnávacích účinnosti kompresorů objemových a dynamických liší.

0 0,2 0,4 0,6 0,8 1,0 u

0,7

0,65

0,6

0,55

0,5

p4

[MPa]

p1═ 3,0 MPa

2,7

2,5

2,2

0 0,2 0,4 0,6 0,8 1,0 u

p4 – p0 [kPa]

30

20

10

24

20

16

12

8

4

η [%]

η

p1 = 0,165 MPa

0,140

0,120

111

21

34

iiii

u.η−−

= [-] (127)

Při rozhodování o nasazení proudových kompresorů je, s ohledem na jejich nízkou účinnost, nutná důkladná technická rozvaha. Oprávněnost použití musí být vyvážena skutečností, že není výhodnějšího řešení. Stálého využití nacházejí proudové kompresory zejména tam, kde je dostatek levné pracovní látky, jak je tomu na příklad v parním oběhu. Zde se ejektory využívají k odsávání vzduchu z kondenzátoru. Proudové kompresory jsou hlavním článkem v chladicím paroproudém oběhu, uplatnění nacházejí i v sestavě s vodokružnou vývěvou (obr.146) k dosažení hlubokého vakua.

Obr. 146 Sériová spolupráce ejektoru s vodokružnou vývěvou

112

13. KVALITA A ÚPRAVA STLAČENÉHO VZDUCHU Kvalita stlačeného vzduchu je hodnocena mezinárodní normou ISO podle obsahu nežádoucích látek, kterými jsou voda, olej a pevné prachové částice. Olej se u mazaných kompresorů nachází ve výtlačném potrubí v malém množství ve formě kapaliny, mlhy (areosolu), případně páry. Olej je přibližně z 70% odváděn ze stlačovaného vzduchu již s kondenzující vodou za chladiči a za dochlazovačem. Zbývající část lze z velké části odfiltrovat. Pára minerálních olejů je zachycována adsorpci na aktivním uhlí. Prach o velikosti 5 až 10 μm je zachycován v sacím filtru. Menší částice jsou unášeny do pracovních prostorů kompresorů, jistá část je smývána olejem a s ním odváděna ze stroje. Ve výtlačném potrubí je zvláště tvrdý prach příčinou eroze. Pro použití stlačeného vzduchu k různým účelům jsou doporučovány třídy kvality, na př. k pohonům v hornictví třída 4 až 5. TAB. 4 Třídy kvality stlačeného vzduchu.

Pevné částice

Vlhkost Olej

Třida Maximální Koncentrace Tlakový Koncentrace

kvality velikost rosný bod

x μm mg.m-3 °C mg.m-3

1 0,1 0,1 -70 0,01

2 1 1 -40 0,1 3 5 5 -20 1 4 15 8 +3 5 5 40 10 +7 25 6 x x +10 x

Vlhkost stlačeného vzduchu je vyhodnocována tlakovým rosným bodem.

13.1 VLHKÝ VZDUCH Atmosférický vzduch vždy obsahuje vodní páru. Množství vázané vody ve vzduchu je závislé pouze na objemu a teplotě plynu, ne na tlaku až do hodnoty 5 MPa. Při tlaku 200 bar a teplotě 0 °C již obsah vlhkosti roste dvojnásobně proti běžným podmínkám, což je zvažováno zejména u odlučovačů a vysoušejících zařízení. Vlhkost plynu se udává : - absolutní vlhkosti pρ ,(g.m-3),

což je vlastně hustota vodní páry ve vzduchu a - relativní vlhkosti ϕ (-),

jakožto poměrem skutečného množství vodních par obsažených ve vzduchu k jejich největšímu možnému množství při dané teplotě, kdy se vyskytují jako sytá pára. Teplotu, při níž je daný objem párou nasycen nazýváme atmosférický rosný bod, u nasyceného stlačeného objemu pak hovoříme o tlakovém rosném bodu. Po snížení teploty pod rosný bod se přebytečná voda vylučuje. Tak na příklad u tlakového rosného bodu + 2 °C kondenzace nezačne pokud teplota stlačeného vzduchu neklesne pod tuto teplotu. Schopnost pohlcovat vzduch v normálních podmínkách roste s teplotou, přibližně o 100 % na každých 11 °C. Pomoci těchto údajů můžeme vyhodnotit relativní vlhkost například stlačeného vzduchu o teplotě 20 °C, jehož tlakový rosný bod je po vysoušení +2 °C. Skutečné množství vlhkosti vyplývá z údajů hustoty syté páry při teplotě +2 °C, 2ρ ′′ = 5,56 g.m-3

Maximální množství vlhkosti při teplotě +20 °C udává hustota syté páry 20ρ ′′ = 17,30 g.m-3

.

113

Poměr těchto hodnot ϕ = 0,32 je relativní vlhkost stlačeného vzduchu. S rostoucí teplotou vzduchu relativní vlhkost klesá. Jestliže vlhkost kondenzuje ve výtlačném potrubí, vyvolává korozi a růst opotřebení vzduchových nástrojů i ostatního zařízení. Na obrázku 147 je závislost mezi relativní vlhkosti a rychlosti koroze, která do 30% je prakticky nulová a při 60% náhle vzrůstá.

Maximální tlakový rosný bod u stlačeného vzduchu pro ovládací a měřící přístroje má být alespoň o 10 K nižší, než je očekávaná okolní teplota.

13.2. VYSOUŠENÍ VZDUCHU K vysoušení vzduchu je využíváno zkapalňování vodní páry nebo její odvádění pomocí sorpce.

1. Kondenzace: - kompresním sušením pro malé výkonnosti

- vnějším chlazením vodou, nebo nejčastěji - strojním chlazením

2. Sorpce : - adsorpce tuhou vysoušecí látkou s regenerací horkým vzduchem či ohřátím

(desorpce) nebo tlakovým šokem - absorpce látkou kapalnou nebo rozpustnou.

13.2.1 KONDENZAČNÍ SUŠIČKY Nejjednodušší, spolehlivá avšak ekonomicky náročná je metoda kompresního sušení, při které se vzduch komprimuje na tlak vyšší než provozní. Pak se ochladí v odlučovači a po odloučení zkondenzované vody expanduje škrcením na tlak provozní. Za účelem dalšího snížení relativní vlhkosti lze vzduch před vstupem do spotřebiče ohřívat odpadním teplem v protiproudem výměníku. Mnohem častější je vysoušení pomoci strojního chlazení, které výrobci označují jako vymrazovací sušičky i když zamrzání kondenzátu zde nedochází.

Obr. 148 Vysoušení pomoci strojního chlazení

3

41

2

0 50 100 φ [%]

RY

CH

LOS

T K

OR

OZE

Obr. 147 Vliv relativní vlhkosti na rychlost koroze

5

114

Nasycený vzduch s dochlazovače kompresoru je po vstupu do sušičky v protiproudem výměníku tepla 1 předchlazován zpětným proudem stlačeného vzduchu. (Viz průtočné schéma na obr.148.) Po odloučení kondenzátu v odlučovači 2 vstupuje do výparníku 3 strojního hlazení 5, kde již jeho teplota klesá na teplotu předepsanou žádaným rosným bodem, zpravidla +2 °C. Při této teplotě zkondenzovaná voda je odkalena v odlučovači 4. Nyní následuje ohřev v primárním výměníku 1 na teplotu vyšší než je teplota okolí tlakovzdušné sítě, takže relativní vlhkost vzduchu klesá na 15 - 35%. K zabránění poklesu teploty vysoušeného vzduchu pod +2 °C jsou vymrazovací sušičky vybaveny automatickou regulaci chlazení blokující možnost namrzání kondenzátu na výparníku. Jestliže je tlakové potrubí vedeno uvnitř budov, kde teplota neklesá pod 15 °C postačí dosažení tlakového rosného bodu na teplotě 6 °C, což vede k poklesu příkonu chladicí jednotky. Vymrazovací sušičky nezmenšují průtok vzduchu, jejich údržba je jednoduchá, celková spotřeba energie je nízká. K určení potřebné velikosti sušičky je nutno zvážit množství vysoušeného vzduchu, jeho vstupní tlak i teplotu, potřebný tlakový rosný bod a teplotu chladicího média. Tlakovým rosným bodem a teplotou vzduchu za sušičkou je určena jeho relativní vlhkost jako poměr hustoty syté páry při teplotě rosného bodu a hustoty syté páry při teplotě vystupujícího vzduchu 13.2.2 ADSORPČNÍ SUŠIČKY V tomto případě proudí stlačený vzduch prostředím naplněným látkou, která na svém velkém vnitřním povrchu váže vlhkost. Jako desikantu se používá aktivní hliník Al2O3 vyznačující se vysoce pórovitými částicemi o průměru 1,5 - 2,5 mm, nebo silikagel SiO2. Stlačený vzduch bývá takto vysoušen k tlakovému rosnému bodu TRB = -20 °C až –50 °C. Je-li požadována ještě nižší vlhkost (TRB = -90 °C) je používáno zvláštního desikantu - molekulového síta. K odstranění adsorbované vody musí být desikant regenerován dříve než se scela nasytí.

Obr. 149 Adsorpční sušička dvouvěžová

Výstup regeneračního vzduchu do atmosféry

Přepínací ventil

Přepínací ventil

Vlhký vzduch z kompresoru

Topné těleso

Ventilátor

Vstup regeneračního vzduchu

Výstup suchého vzduchudo rozvodu

Regenerační komora

Sušící komora

115

Sušička dvouvěžová, naznačena na obr.149 používá k regeneraci desikantu ohřátý vzduch, který absorbuje vodní páru. Jsou použity dvě sušicí věže, jedna je v sušicím provozu, zatím co druhá je regenerována. Systém ventilů automaticky obrací průtok tak, že obě věže mění svoji funkci, což zaručuje nepřetržitý proces sušení. Bubnová kontinuální sušička je z hlediska spotřeby energie jednou z nejlepších. Využívá k sušení i k regeneraci jednoduché tlakové nádoby, vyplněné speciální tkaninovou vložkou, impregnovanou silikagelem. Otáčející se buben je podle obr.150 rozdělen na dvě sekce. Větší 75% je určena pro sušení, menší pro regenerací.

Obr. 150 Buben sušičky

Obr. 151 Schéma absorpční sušičky bubnové Stlačený vzduch je před dochlazovačem 6 (viz schéma na obr. 151) rozdělen na dva proudy. Hlavní proud (60%) za dochlazovačem prochází do sušicí sekce 8 a pak do rozvodné sítě. Sekundární proud 10 (40%) není dochlazován, je o teplotě asi 80 °C veden do regenerační sekce bubnu 11, kde se z adsorpčního materiálu vypařováním odstraňuje vlhkost. Ta je po ochlazení vzduchu ve chladiči 12 odkalována v odlučovači 13 a sekundární vzduch je přisáván ejektorem k hlavnímu proudu. Životnost náplně je asi 7 let, TRB je -20 až –30 °C. Poněvadž zde nedochází k objemovým ztrátám a spotřeba energie k otáčení bubnu je nízká, pracuje toto zařízení velmi hospodárně a i při vyšší pořizovací ceně se zaplatí za poměrně krátkou dobu. Ekonomika sušení je ovšem závislá na žádaném TRB. Je-li přijatelný TRB +2 °C anebo i vyšší je nejekonomičtější volbou sušička vymrazovací, s provozními náklady dosahujicími 10%. Pro nižší TRB je nezbytná sušička adsorbční. K chemickému vysoušení stlačeného vzduchu absorpcí se používá dietylenglykol nebo trietylenglykol. Metoda se používá jen zřídka pro velká množství plynu stlačeného až na 150 bar. Dosahuje se zde TRB = -25 °C.

1

2

3

4

5

6

10

8

9 7

13 12

11

Vstup regeneračního vzduchu

Výstup regeneračního vzduchu

Suchý stlačený vzduch

Vstup vlhkého stlačeného vzduchu

116

14. CHVĚNÍ STROJŮ Hladina chvění je cenným ukazatelem mechanického stavu. Vzrůst chvění a změna hladiny hluku signalizuje poruchový stav nebo i zásadnější změnu ve složení stlačovaného média, či zatížení celého agregátu. Technická diagnostika - jako nauka o rozpoznání poruch mechanismů a strojů je činnost směřující k ohodnocení technického stavu stroje. Jedním s nástrojů této činnosti je měření a vyhodnocení chvění. Během provozu působí na jednotlivé elementy strojů proměnlivé, tzv. rušivé síly vyvolávající chvění strojů i jejich základů, které značně ovlivňuje životnost a mnohdy vede k poruchám a haváriím. Tyto síly jsou vyvolávány nevyváženosti rotujících částí a klikového mechanismu stroje nebo i přetržitou dodávkou plynu kompresorem do potrubí. Mimo nepříznivých účinků na samotné stroje a na stavební konstrukce mají vibrace nepříznivé účinky i na obsluhující personál. Druhy vibrací: - 1. Harmonické kmitání - 2. Periodické kmitání – je-li výsledný pohyb součtem harmonických kmitů odvozených ze základní (otáčkové) frekvence. - 3. Stochastické kmitání- vektorový součet několika harmonických kmitů, které nejsou fyzikálně svázány. K určení příčin těchto kmitů je nutná watmetrická, nebo filtrovaná spektrální analýza ( Fourierův harmonický rozklad ). Metody tlumení a izolace chvění se postupně staly nedílnou součástí složitého procesu projektování, vývoje a konstruování strojů. Současně vzrostla i potřeba přesného měření a analýzy mechanického kmitání. V současné době je měření a analýza chvění jednou z důležitých metod technické diagnostiky mechanického stavu strojů a zařízení

14.1 KRITÉRIA K POSOUZENÍ VIBRACÍ Podle doporučení ISO 2372 jsou stroje pro účely hodnocení chvění rozděleny do šesti skupin (Tab.5). Skupina 1.: Malé průmyslové stroje o příkonu do 15 kW. Skupina 2.: Středně velké stroje o příkonu 15 až 75 kW. Skupina 3.: Velká soustrojí jen s rotujicími díly na tuhých základech (turbokompresory). Skupina 4.: Velká soustrojí na pružných základech (turbíny) Skupina 5.: Stroje s nevyváženými rušivými silami ( kompresory, pístové motory) na

tuhých základech. Skupina 6.: Nevyvážené, pružně uložené stroje (odstředivky, tlukadlové mlýny, třídiče

atd.)

Stupeň intenzity kmitání Skupina stroje Označení Ef. rychlost [mm/s] 1 2 3 4 5 6

0,71 0,45 až 0,71 1,12 0,71 až 1,12 A 1,8 1,12 až 1,8 2,8 1,8 až 2,8 4,5 2,8 až 4,5

B

7,1 4,5 až 7,1 11,2 7,1 až 11,2

C

18 11,2 až 18 28 18 až 28 D 45 28 až 45 71 45 až 71

TAB. 5 Hodnoty chvění strojů

117

Jako kritérium (charakteristická veličina) k hodnocení chvění byla zvolena střední kvadratická (efektivní) rychlost kmitání vef.

( )

( )2222

22

21

21

0

2

21

1

zzef

T

ef

AAAv

dwT

v

ωωω

ττ

.......

.

+++=

= ∫ [mm.s-1] (128)

Podle efektivní rychlosti byly stanoveny stupně intenzity kmitání a navrženy jejich

hodnocení (Tab.5) čtyřmi klasifikačními stupni:

A - dobrý stav. Těchto hodnot by měly dosahovat stroje nově instalované a stroje po opravě, B - trvale přípustný provozní stav, C - jen krátkodobě přípustný provoz po přijetí bezpečnostních opatření D - nepřípustný provozní stav Z této klasifikace byly pro jednotlivé skupiny strojů sestaveny grafy závislosti amplitud s (μ m) na frekvenci f (Hz). Graf na obr.152 platí pro skupiny strojů 3 (turbokompresory), na obr.153 pro skupinu 5 (pístové kompresory). Efektivní rychlosti vef jsou zakresleny jako přímky pod úhlem 135°. Pro frekvence nižší než 10 Hz již nelze jednotlivé stupně omezovat konstantní efektivní rychlostí, poněvadž by nepřípustně vzrůstaly amplitudy vibrací.

Obr. 152 Hodnocení intezity kmitání Obr. 153 Hodnocení intenzity turbokompresorů kmitání pístových

kompresorů

5,0 6,3 8 10 12,5 16 20 25 31,5 40 50 63 80 100 125 160 200 250 315 400

400 375 250 200

160 125 100 80

63 50 40

31,5 25 20 16 12,5

10 8

6,3 5 4 3,15 2,5 2,0 1,6 1,25 1,0

D

C

B

A

s

f [Hz]

s [μm

]

vef = 11mm/s v

ef = 4,5mm/s

vef = 1,8mm/s střední práh citlivosti lids kého org .

vef = 0,11mm/s

5 6,3 8 10 12,5 16 20 25 f [s-1]

1000

800

630

500

400

315

250

200

160

125

100

80

60

50

s [μ

m] D

C

B

A

vef = 4,5mm/s

vef =11,2mm/s

vef = 28mm/s

118

14.2 VIBRACE POTRUBÍ Chvění kompresorů a kmitání plynu v potrubí se přenáší na sací i výtlačné potrubí. Mnohdy dochází k uvolňování jeho ukotvení i k poškozování budov k jejichž zdem je potrubí uchyceno, dále k poškození samotného potrubí, armatur nebo i přírub válců, chladičů a odlučovačů.

Vibrace je mnohdy způsobena rezonací vlastní frekvence sloupce plynu v potrubí s frekvencí budicí (rušivou). Často se nepříznivě projeví špatná konstrukce a nedokonalé ukotvení potrubí. Na základě dlouhodobých zkušeností byla vypracována směrnice pro hodnocení intenzity kmitání potrubích systémů (obr.154) s následujícími klasifikačními stupni: 1 - nebezpečí havárie 2 - nutná oprava 3 - mezní provozní hodnoty 4 - výpočtové hodnoty Metody vedoucí k omezení vlivu kmitání plynu v potrubí i pokyny pro správný návrh jsou uvedeny v technické literatuře [L16].

14.3 VLIV KMITÁNÍ NA LIDSKÝ ORGANISMUS Nepříznivé a škodlivé účinky mechanického kmitání na lidský organismus jsou už dlouho známy. Jsou hodnoceny maximálně přípustné vibrace např. ručních nástrojů, nářadí, dopravních prostředků atd.

Metoda VDI hodnotí vliv kmitání na člověka pomocí součinitelů K v závislosti na frekvenci f (s-1) a dvojnásobné amplitudě 2A = smax. Samostatně je hodnoceno kmitání svislé v ose lidského těla (obr.155) a kmitání příčné (obr.155). Podle součinitele K je pak vliv kmitání na lidský organismus hodnocen následovně :

Součinitel K Učinek

0,1 Počátek vnímání 0,1 až 0,3 Vibrace se lehce snáší 0,3 až 1 Vibrace je při dlouhodobém působení nepříjemná

1 až 3 Vibrace je ještě snesitelná, práce je obtížná 3 až 10 Práce je ztížená, omezená na dobu 1 hodiny 10 až 30 Práce je omezena na maximální dobu 10 minut 30 až 100 Při této vibraci je práce nemožná

1 2 5 10 20 50 100 200

2000 1500

1000

500

300

200 150

100

50

30

20 15

10

1

2

3

4

s [μm

]

f [s-1]

Obr.154 Hodnocení intenzity kmitání potrubních sítí

119

Obr. 155 Součinitel K pro kmitání svislé Obr. 156 Součinitel K pro kmitání vodorovné

0,1 0,2 0,5 1 2 5 10 20 50

f [s-1]

100 50

30

20 10 5

3

2 1 0,5

0,3

0,2 0,1 0,05

0,03

0,02 0,01 0,005

0,003

0,002 0,001

K = 100

30

10

3

1

0,3

0,1 s max

s max

[m

m]

s max

0,1 0,2 0,5 1 2 3 5 10 20 30 50 100

f [s-1]

100 50

30

20 10 5

3

2 1 0,5

0,3

0,2 0,1 0,05

0,03

0,02 0,01 0,005

0,003

0,002

0,001

s max

[m

m]

K = 100

30

10

3

1

0,3

0,1

120

15. HLUK Zvukové vlnění je charakterizováno:

- frekvencí - člověk vnímá zvuky o frekvencí 16 až 20 000 Hz; - intenzitou - energií, která projde jednotkovou plochou kolmo na směr jejího šíření za jednotku času. S intenzitou zvuku roste i tlak vyvolaný zvukovými vlnami. Lidský organismus je schopen vnímat zvuky ve velkém rozsahu hodnot akustického tlaku (1 - 106). Proto se intenzita zvuku vyjadřuje v logaritmické stupnici. Jednotkou je 1 dB (decibel) jakožto dvacetinásobek logaritmu poměru akustického tlaku měřeného zvuku k tlaku referenčnímu. Vzestup hladiny zvuku o 1 dB je sluchem rozlišitelný. Znamená vzrůst akustického tlaku o 12 % nebo naopak zdvojnásobení hladiny akustického tlaku odpovídá zvýšení o 6 dB. Hodnoty kolem 0 dB udávají práh slyšení, při 120 dB začíná člověk vnímat zvuk jako bolest (práh bolesti). Slabý šepot ze vzdálenosti 1m produkuje zvukovou hladinu asi 20 dB, běžný hovor 40 až 60 dB, pneumatické kladivo ve vzdálenosti 3m asi 90 dB, údery kladiva na ocelovou desku 115 dB, tryskový motor 140 dB. Intenzita zvuku klesá se čtvercem vzdálenosti zdroje. Účinek hluku na člověka je závislý na intenzitě, frekvenční distribuci a na řadě dalších faktorů. Složení hluku se znázorňuje graficky vyjádřením zastoupení a intenzity jednotlivých kmitočtových komponent jako tzv. zvukové (hlukové) spektrum. Na obr.157 je spektrum hluku v sání turbokompresoru (křivka a), pístového kompresoru (křivka b), šroubového kompresoru (křivka c). Obr.157 Spektrum hluku v sání turbokompresoru (křivka a), pístového kompresoru (křivka b),

šroubového kompresoru ( křivka c)

15.1 SNIŽOVÁNÍ HLUKU U PÍSTOVÝCH KOMPRESORŮ U pístových kompresorů je snižování hluku složitou otázkou, která přímo souvisí se základními parametry stroje a jeho uspořádáním. Projeví se zejména vliv otáček, druh chlazení a pohonu, počet válců. U vzduchem chlazených pístových kompresorů jsou zdroje hluku hodnoceny v následujícím pořadí : sání, ventily, elektromotor, klikový mechanismus, ventilátor, ochranné kryty rotujících částí. Konstruktéři věnují otázce snížení hluku při vývoji nových strojů mimořádnou pozornost, avšak snaha o snížení hmotnosti a zvýšení výkonnosti kompresorů vede ke zvýšení otáček, a tím ke zhoršení akustických parametrů.

31,5 63 125 250 500 1000 2000 4000 8000 f [Hz]

a

c

b

120

110

100

90

80

70

60

50

L 0 [

dB]

121

K omezení nejintenzívnějšího zdroje hluku v sání poslouží instalace vhodného tlumiče, který bývá kombinován se sacím filtrem. Snižování hluku všech dalších jmenovaných zdrojů je však mnohem složitější, takže bývá zpravidla řešeno používáním akustických krytů. Kapotáží lze hladinu hluku omezit o 15 až 20 dB.

122

LITERATURA L 1. Chlumský,V.: Pístové kompresory. Praha,SNTL 1958.

L 2. Chlumský,V.-Liška,A.: Kompresory. SNTL/ALFA,Praha/ Bratislava 1982

L 3. Liška,A.: Technika stlačeného vzduchu.Výroba a rozvod. SNTL,

Praha 1988.

L 4. Liška,A.-Novák,P.: Kompresory. ČVUT, Praha 1999.

L 5 Fröhlich,F.: Kolbenverdichter.Berlin,Springer Verlag 1961.

L 6. Konka, Karl-Heinz: Schraubenkompressoren. Düsseldorf,VDI 1988.

L 7. Kaminský,J.: Využití pracovního prostoru pístových kompresorů.

SNTL,Praha 1982.

L 8. Kaminský,J.: Objemové kompresory. VŠB-TUO, Ostrava 1997.

L 9. Kolarčík,K.: Proudové kompresory. VŠB-TUO, Ostrava 1994

L 10. Kolarčík,K.-Vrtek,M.: Možnosti úspor energie. Technologické centrum AV ČR,

Praha 2002.

L 11. Misárek,D.: Turbokompresory. SNTL,Praha 1993.

L 12. Šmíd,V.-Svoboda,V.: Turbokompresory a ventilátory.ČVUT,Praha

L 13. Štrofek,E.- Kolat,P.- Kaminský.: Čerpacie a vzduchotechnické zariadenia.

Alfa,Bratislava 1991.

L 14. Voráček,V.- Kaminský,J.: Energetické stroje. VŠB-TUO, Ostrava 1974.

L 15. Baehr,H.D.: Termodynamik. Springer-Verlag, Berlin / Heidelberg / New

York 1966

L 16. Frenkel,N.I.: Porsnevyje kompressory. Masgiz, Moskva 1960

L 17. Kalčík,J.: Technická termodynamika. Academia, Praha 1973